機械設(shè)計課件

聯(lián)接聯(lián)接可拆聯(lián)接不可拆聯(lián)接鍵、花鍵、銷螺紋聯(lián)接鉚接焊接膠接過盈聯(lián)接成形聯(lián)接聯(lián)接第一節(jié)鍵和花鍵聯(lián)接一、鍵聯(lián)接1.鍵聯(lián)接的類型與特點主要類型平鍵聯(lián)接半圓鍵聯(lián)接楔鍵聯(lián)接切向鍵聯(lián)接松聯(lián)接緊聯(lián)接普通平鍵聯(lián)接A型普通平鍵聯(lián)接B型普通平鍵聯(lián)接C型半圓鍵聯(lián)接方頭滑鍵聯(lián)接圓頭滑鍵聯(lián)接楔鍵聯(lián)接楔鍵聯(lián)接單擊…楔鍵聯(lián)接單擊…楔鍵聯(lián)接導鍵聯(lián)接切向鍵聯(lián)接2.鍵的選擇和平鍵聯(lián)接的強度計算鍵的選擇鍵的類型:由工作情況選鍵的尺寸由軸的直徑選鍵的高度和寬度由輪轂寬度選鍵長鍵A

16×100

GB1096-79國家標準鍵長度鍵寬度b圓頭普通平鍵A型由輪轂寬度決定由軸徑?jīng)Q定鍵的尺寸平鍵聯(lián)接的強度計算二、花鍵聯(lián)接第二節(jié)螺紋聯(lián)接一、螺紋1.螺紋的分類及主要參數(shù)：聯(lián)接螺紋傳動螺紋主要參數(shù)2螺紋副的受力關(guān)系、效率和自鎖聯(lián)接螺紋3常用螺紋的特點和應用普通螺紋管螺紋錐螺紋傳動螺紋梯形螺紋矩形螺紋鋸齒形螺紋常用螺紋的特點和應用二、螺紋聯(lián)接的類型和標準聯(lián)接件1螺紋聯(lián)接的類型1）螺栓聯(lián)接普通螺栓聯(lián)接—受拉螺栓鉸制孔螺栓聯(lián)接受剪螺栓螺紋聯(lián)接的類型2）螺釘聯(lián)接螺紋聯(lián)接的類型3）雙頭螺柱螺紋聯(lián)接的類型4）緊定螺釘螺紋聯(lián)接的類型2.標準螺紋聯(lián)接件六角頭螺栓、六角螺母雙頭螺柱螺母螺釘墊圈三、螺紋聯(lián)接的預緊和防松1.螺紋聯(lián)接的預緊

螺紋聯(lián)接在裝配時擰緊，使聯(lián)接在承受工作載荷之前，預先受到作用力。定力扳手：當擰緊力矩超過規(guī)定值，打滑，調(diào)整彈簧壓緊力可調(diào)整預緊力。螺紋聯(lián)接的預緊螺紋聯(lián)接的預緊2.螺紋聯(lián)接的防松1.摩擦防松摩擦防松2.機械防松機械防松3破壞螺紋副的關(guān)系四、螺栓組聯(lián)接的受力分析1受軸向載荷的螺栓聯(lián)接2受橫向載荷的螺栓聯(lián)接1）采用受拉的普通螺栓聯(lián)接QpQpQpQp2）采用受剪的鉸制孔用螺栓FsFsFs3受扭轉(zhuǎn)力矩的螺栓組聯(lián)接r1r2fQpfQp12345678O1）采用受拉的普通螺栓聯(lián)接T2）采用受剪的鉸制孔用螺栓Or1r2Fs1Fs212345678T4受翻轉(zhuǎn)力矩的螺栓組聯(lián)接4受翻轉(zhuǎn)力矩的螺栓組聯(lián)接主要失效形式：受拉螺栓一螺栓桿螺紋部分發(fā)生斷裂受剪螺栓一螺栓桿和孔壁的貼合面上出現(xiàn)壓潰或螺栓桿被剪斷五單個螺栓聯(lián)接的強度計算設(shè)計準則

保證受拉螺栓的靜力或疲勞拉伸強度；保證受剪螺栓聯(lián)接的擠壓強度和螺栓的剪切強度。五單個螺栓聯(lián)接的強度計算五單個螺栓聯(lián)接的強度計算1受拉螺栓聯(lián)接1）松螺栓組聯(lián)接單擊…2）緊螺栓組聯(lián)接

在擰緊時雖是同時承受拉伸和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用，但計算時僅考慮拉伸強度，并將拉伸應力增大30%來考慮扭轉(zhuǎn)的影響。單個螺栓聯(lián)接的強度計算對于Ｍ１０-Ｍ６４普通緊螺栓聯(lián)接

當普通螺栓聯(lián)接承受橫向載荷時，由摩擦力來抵抗工作載荷。要求保持較大的預緊力，若f=0.2,則Ｑp5F。（1）只受預緊力的緊螺栓聯(lián)接（2）受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接未擰緊螺母前：螺栓與被聯(lián)接件都不受力，沒有變形.受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接擰緊螺母后：螺栓受預緊拉力Qp,伸長量為δL，被聯(lián)接件受其反作用力，即預緊壓力Qp

，壓縮量為δF。受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接工作時聯(lián)接承受工作載荷F擰緊螺母后螺栓受預緊拉力Qp螺栓總拉力Q受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接聯(lián)接承受工作載荷F

：螺栓總拉力Q，拉力增量為Q-QP

，伸長增量為△δL；被聯(lián)接件隨之放松，其壓力減小為殘余預緊力QP',壓力減量為QP－QP',壓縮減量為△δF受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接變形力

力

受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接力

受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接力

受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接為使聯(lián)接保持緊密性，應使Ｑp'>０。

有密封性要求的聯(lián)接，Ｑp'＝(1.5~1.8)Ｑp

對于一般聯(lián)接，工作載荷穩(wěn)定時Ｑp'＝(０.２~０.６)Ｑp

工作載荷不穩(wěn)定時，Ｑp'＝(０.６~1.０)Ｑp受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接a)受軸向靜載荷螺栓的強度計算a)受軸向靜載荷螺栓的強度計算力

變形時間時間螺栓中總拉力的變化螺栓工作拉力的變化螺栓所受的拉力幅為:相應的應力幅為:螺栓疲勞強度的驗算公式:2受剪螺栓聯(lián)接2受剪螺栓聯(lián)接d0Lmin受剪螺栓聯(lián)接提高抗剪切能力措施3螺栓聯(lián)接件的材料及許用應力（1）螺紋聯(lián)接件的材料碳素鋼：Q215、Q235、35#、45#合金鋼：15Cr、20Cr、40Cr、15MnSi、30CrMnSi等螺紋聯(lián)接性能等級6.8（2）螺紋聯(lián)接件的許用應力六、提高螺栓聯(lián)接強度的措施1.改善螺紋牙間的載荷分配懸置螺母、環(huán)槽螺母、內(nèi)斜螺母。改善螺紋牙間的載荷分配2.減少螺栓的應力幅加彈性元件加硬墊片減少螺栓的應力幅3.減小應力集中的影響4.避免附加彎曲應力加沉頭座凸臺、加斜面墊圈、避免附加彎曲應力加球面墊圈、避免附加彎曲應力采用環(huán)腰避免附加彎曲應力5.采用合理的制造工藝

螺栓組的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.聯(lián)接結(jié)合面形狀應和機器的結(jié)構(gòu)形狀相適應。

螺栓組的結(jié)構(gòu)設(shè)計2.螺栓的布置應使各螺栓受力合理。

螺栓組的結(jié)構(gòu)設(shè)計3.螺栓的排列應有合理的間距、邊距。

螺栓組的結(jié)構(gòu)設(shè)計4.分布在同一圓周的螺栓數(shù)目,宜取偶數(shù),以便在圓周上鉆孔時,分度和劃線。在同一圓周的螺栓組中，螺栓的材料、直徑和長度均應相同。

5.避免螺栓承受偏心載荷。螺栓間距t0工程應用桑塔納轎車工程應用機床工程應用飛機機翼化工管道工程應用鎖緊螺母工程應用第三節(jié)過盈配合聯(lián)接帶傳動第一節(jié).概述一、帶傳動的主要類型摩擦帶平帶

應用V帶

應用嚙合帶圓帶多楔帶

應用應用平帶QN平帶QNNfNfNφV帶二、帶傳動的張緊裝置2.自動張緊裝置3.張緊輪裝置1.調(diào)節(jié)中心距張緊滑軌和調(diào)節(jié)螺旋擺動架和調(diào)節(jié)螺旋二、摩擦帶傳動的主要特點優(yōu)點: 1平穩(wěn) 2保護 3簡單 4中心距較大缺點：1i不準確2壓軸力大3外廓尺寸大4η低5壽命短6不適宜高溫、易燃場合二、摩擦帶傳動的主要特點第二節(jié)帶傳動的工作情況分析1帶中由離心力所產(chǎn)生的拉力離心力一帶傳動的受力分析FcFcdCn由離心力所產(chǎn)生的拉力Fc一帶傳動的受力分析FcFcdCn2帶傳遞的力F0F0F0F0F2F2F1F1帶輪受到的摩擦力帶受到的摩擦力(3-7)F+dFFdCndNxF1F2Y——有效圓周力帶傳遞的力帶傳遞的力歐拉公式（3-7）一帶傳動的受力分析影響帶傳遞能力的因素有：1F0，

F0↑→Femax↑→應力↑；磨損↑壽命↓ F0↓→Femax↓→跳動打滑2α，α↑→Femax↑一般αmin≧120° 特殊αmin=90°3f，f↑→Femax↑4q，q↑→dC↑→Femax↓5v，v↑→dC↑→Femax↓二、帶的應力分析

帶的應力分析帶的應力分析帶的應力分析帶的應力分析F2F2F1F1a1b1c1a2b2c2三、帶傳動的彈性滑動和打滑主動輪的彈性滑動從a1到b1從b1到C1F1F1→F2靜弧動角靜角動弧從動輪的彈性滑動F2F2F1F1a1b1c1a2b2c2從a2到b2從b2到C2F2F2→F1靜弧動角靜角動弧帶傳動的彈性滑動和打滑結(jié)果:2η低3磨損4溫升帶傳動的彈性滑動和打滑空載時:動角為0靜角帶傳動的彈性滑動和打滑當靜角動角打滑——功能失效帶傳動的彈性滑動和打滑第三節(jié)帶傳動的設(shè)計準則和單根V帶能傳遞的功率一帶傳動的失效形式和設(shè)計準則失效形式：打滑、疲勞破壞設(shè)計準則：不打滑、有足夠的疲勞強度和使用壽命二單根V帶能傳遞的功率保證有足夠的疲勞強度：保證不打滑帶的疲勞強度——帶的疲勞特性曲線：在特定的基準帶長、i=1，工作平穩(wěn)單根V帶能傳遞的功率單根V帶能傳遞的功率單根V帶能傳遞的功率經(jīng)推導——GB11355-89計算式單根V帶能傳遞的功率在使用條件不同時，i≠1、α≠180°或?qū)嶋H帶長不等于特定帶長，需修正單根V帶能傳遞的功率第四節(jié)V帶傳動的設(shè)計一、V帶的結(jié)構(gòu)與規(guī)格簾布結(jié)構(gòu)線繩結(jié)構(gòu)bbpθhV帶型號：Y、Z、A、B、C、D、E小大節(jié)線——帶彎曲時長度不變的周線，節(jié)面——全部節(jié)線組成的面節(jié)寬bp——節(jié)面的寬度V帶傳動的設(shè)計bddd基本寬度bd——帶節(jié) 面所在位置的帶 輪槽寬基準直徑dd——帶節(jié) 面所 在位 置的 帶輪直徑Ld——規(guī)定的預緊力 下，位于測量帶 輪基準直徑上的周長V帶傳動的設(shè)計V帶傳動的設(shè)計一般已知P、n1、I、空間限制、工作條件按Pc、n1選帶型號，圖3-16（p75）按工作條件確定KA后計算計算功率Pc按帶型號選帶輪基準直徑dd1，由i定dd2

，驗算帶速按空間限制確定中心距a，按a、dd1、dd2估帶長按所估帶長和帶型號選帶長Ld，驗算包角α1按帶型號、i、α1、Ld確定c1、c2、c3、c4、ΔP1、ΔP2計算帶的根數(shù)按工作條件確定KA后計算計算功率PcPc=KAPkW工況系數(shù)額定功率按Pc、n1選帶型號按帶型號選帶輪基準直徑dd1，由i定dd2

，驗算帶速

按空間限制確定中心距a，按a、dd1、dd2估帶長

acosadd1dd2βacosadd1dd2βABCD由表3-3選Ld計算中心距驗算包角α1按帶型號、i、α1、Ld確定c1、c2、c3、c4、ΔP1、ΔP2計算帶的根數(shù)

確定單根V帶的初拉力F0aG1.8°初拉力F0的測量計算壓軸力第五節(jié)其他帶傳動簡介一窄V帶傳動二多楔帶傳動三高速平帶傳動四同步帶傳動四同步帶傳動鏈傳動1、沒有滑動，平均傳動比準確；2、作用在軸上的載荷較??；3、傳動效率較高；4、能適應溫度較高、濕度較大及低速的工作環(huán)境；5、瞬時傳動比不恒定，工作有噪聲；6、不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中應用。一、鏈傳動的特點第一節(jié)鏈傳動的特點、類型及應用第一節(jié)鏈傳動的特點、類型及應用傳動鏈起重鏈滾子鏈齒形鏈套筒鏈輸送鏈鏈傳動的類型傳動鏈第一節(jié)鏈傳動的特點、類型及應用短節(jié)距精密滾子鏈短節(jié)距精密滾子鏈齒形鏈齒形鏈第一節(jié)鏈傳動的特點、類型及應用第二節(jié)滾子鏈與鏈輪一、滾子鏈結(jié)構(gòu)滾子鏈裝配滾子鏈的接頭型式滾子鏈的標記：鏈號排數(shù)×整鏈鏈節(jié)數(shù)標準編號例：08A－1×86GB1234.1-83滾子鏈雙排滾子鏈單排滾子鏈多排滾子鏈二、滾子鏈鏈輪二、鏈輪主要尺寸（表4-2）

分度圓直徑

鏈輪齒形

端面齒形軸面齒形3鏈輪的材料

中碳鋼低速輕載

中碳鋼淬火中速中載

低碳鋼或低碳合金鋼滲碳淬火中碳鋼或中碳合金鋼表面淬火高速重載*小鏈輪的材料應好于大鏈輪第三節(jié)鏈傳動的運動特性一、鏈傳動的運動不均勻性

鏈繞在鏈輪上曲折成正多邊形的一部分，正多邊形邊長為鏈節(jié)距p，邊數(shù)為鏈輪齒數(shù)z，鏈傳動的平均鏈速v和平均傳動比i12為：實際鏈速：設(shè)：主動鏈輪的角速度為

1，則銷軸中心的圓周速度為v1=R1

1v1可分解為沿鏈前進方向的分速度v和垂直鏈前進方向的分速度v′一、鏈傳動的運動不均勻性

變化范圍:-

1/2~+

1/2

1=360o/z1當

=±

1/2時：當

=0時：水平方向的速度分量，即為鏈條的線速度鏈條垂直方向的速度分量當

=0時：當

=±

1/2時：一、鏈傳動的運動不均勻性從動輪的水平方向的速度分量瞬時傳動比：鏈條進入鏈輪后形成多邊形折線，造成鏈條的瞬時速度發(fā)生周期性的變化及鏈條的上下抖動。因此，鏈傳動的瞬時傳動比不恒定。這種速度不均勻的現(xiàn)象，稱為多邊形效應。一、鏈傳動的運動不均勻性鏈條前進的動載荷

鏈條前進的加速度

鏈輪轉(zhuǎn)速越高，節(jié)距越大，齒數(shù)越少，則鏈輪的動載荷越大。

同時，由于鏈條沿垂直方向的分速度vy也在作周期性變化，將使鏈條發(fā)生橫向振動。此外，鏈節(jié)和鏈輪輪齒嚙合瞬間的相對速度，以及鏈張緊不好也將引起沖擊和動載荷。一、鏈傳動的動載荷1、鏈的疲勞破壞2、鏈條鉸鏈的磨損3、鏈條鉸鏈的膠合4、鏈條靜力拉斷第四節(jié)鏈傳動的失效形式及功率曲線圖一、鏈傳動的失效形式第四節(jié)鏈傳動的失效形式及功率曲線圖滾子鏈額定功率曲線圖二、極限功率曲線圖標準實驗條件：1）兩鏈輪安裝在水平軸上且共面；2）小鏈輪齒數(shù)z1=19；3）鏈長Lp=100節(jié)；4）載荷平穩(wěn)；5）按推薦的方式潤滑；6）連續(xù)15000小時滿負荷運轉(zhuǎn)；7）鏈條磨損引起相對伸長量<3%；8）鏈速v>0.6m/s標準實驗條件下A系列滾子鏈額定功率曲線三、滾子鏈的許用功率曲線第五節(jié)滾子鏈傳動的設(shè)計計算一、中、高速鏈傳動的設(shè)計計算1確定鏈輪齒數(shù)2選定鏈條型號、確定鏈節(jié)距3、確定中心距a4、計算鏈速5、確定實際中心距和鏈條節(jié)數(shù)6、計算壓軸力Q第五節(jié)滾子鏈傳動的設(shè)計計算1確定鏈輪齒數(shù)若z1過少：——不均勻性及動載增大；

——鏈條進入退出嚙合相對轉(zhuǎn)角大，鉸鏈磨損增大；

——圓周力增大，加速鏈條鏈輪的損壞。若z2過多：——傳動尺寸的質(zhì)量增大；

——因鏈條節(jié)距伸長易于發(fā)生跳齒和脫鏈。鏈速v（m/s)0.6~33~8>8>25齒數(shù)z1≥17≥21≥25≥35限定最大齒數(shù)zmax≤120*z常取奇數(shù)推薦傳動比i=2~3.5限定i≤6△p——鏈節(jié)距增長量；△d——嚙合圓外移量?！鱬一定時，z↗——△d↗易脫鏈。節(jié)距伸長易于發(fā)生跳齒和脫鏈2選定鏈條型號、確定鏈節(jié)距節(jié)距p越大——承載能力越高；

——多邊形效應越大。*盡量選取小節(jié)距單排鏈，高速重載時選小節(jié)距多排鏈。KA——工作情況系數(shù)（表4-6）kz——小鏈輪齒數(shù)系數(shù)（圖4-12）；kp——多排鏈系數(shù)(表4-7）；P0——特定條件下單排鏈所能傳遞的許用功率（圖4-10）。由P0和小鏈輪轉(zhuǎn)速n1查線圖確定鏈節(jié)距p中心距a過小——鏈條繞轉(zhuǎn)次數(shù)增多，加劇磨損和疲勞；

——鏈條在小輪上的包角變小，易跳齒和脫鏈；中心距a過大——從動邊垂度過大，造成松邊顫動。一般初選中心距a0=(30~50)pa0max=80p3、確定中心距a4、計算鏈速計算鏈長度圓整取偶數(shù)計算實際中心距實際中心距簡便公式5、確定實際中心距和鏈條節(jié)數(shù)計算鏈節(jié)數(shù)壓軸力Q=KQFt

KQ——壓軸力系數(shù)，對于水平傳動KQ=1.15,對于垂直傳動KQ=1.05。

Fe——鏈傳遞的有效圓周力。6、計算壓軸力Q二、低速鏈傳動的設(shè)計計算υ<0.6m/s[S]——靜強度安全系數(shù)許用值，[S]=4~8Q——鏈條的最低破斷載荷（表4-1）一、鏈傳動的布置第六節(jié)鏈傳動的布置、張緊、與潤滑原則：1兩鏈輪在同一垂直平面，兩軸平行2兩輪中心連線與水平線夾角φ＜90°3緊邊上，松邊下.1調(diào)中心距二、鏈傳動的張緊張緊輪松邊小輪處d張緊<d小輪2用張緊裝置1）彈簧自動張緊2）掛重自動張緊3）螺旋調(diào)節(jié)張緊4）定期張緊1）彈簧自動張緊2）掛重自動張緊3）螺旋調(diào)節(jié)張緊4）定期張緊三、鏈傳動的潤滑齒輪傳動一齒輪傳動的失效形式1輪齒折斷機理2齒面點蝕3齒面膠合4齒面磨損5齒面塑性變形主動輪從動輪第一節(jié)齒輪傳動的失效形式和計算準則輪齒折斷輪齒折斷實例輪齒折斷機理齒面點蝕齒面點蝕實例齒面點蝕機理齒面膠合齒面膠合實例齒面磨損齒面磨損實例齒面塑性變形

齒面塑性變形主動輪

齒面塑性變形從動輪齒面塑性變形機理齒輪失效形式與極限轉(zhuǎn)矩的關(guān)系磨損界限膠和界限點蝕界限斷齒界限速度極限轉(zhuǎn)速安全區(qū)調(diào)質(zhì)齒輪磨損界限膠和界限點蝕界限斷齒界限速度極限轉(zhuǎn)速安全區(qū)齒輪失效形式與極限轉(zhuǎn)矩的關(guān)系齒面硬化齒輪在閉式齒輪傳動中，通常以保證齒面接觸疲勞強度為主；在開式（半開式）齒輪傳動中，通常以保證齒根彎曲強度為主；二齒輪傳動的計算準則保證齒面接觸疲勞強度；保證齒根彎曲疲勞強度。第二節(jié)齒輪材料對齒輪材料性能的基本要求：齒面要硬，齒芯要韌。一鋼因為鍛鋼的質(zhì)量比鑄鋼好，所以一般齒輪均用鍛鋼，鑄鋼(大尺寸、形狀復雜）。1軟齒面不能承受大的沖擊載荷，兩齒輪齒面硬度差應為30-50HBS2硬齒面齒輪表面硬化方法有滲碳、氮化和表面淬火鑄鐵低速、不重要的開式齒輪合金鋼：常用于制作高速、重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。航空齒輪采用表面硬化高強合金鋼。齒輪材料非金屬材料高速、小功率、精度不高一傳遞運動為主的齒輪傳動齒輪材料一工作載荷第三節(jié)齒輪傳動的載荷計算小齒輪名義功率小齒輪分度圓直徑小齒輪名義轉(zhuǎn)矩小齒輪轉(zhuǎn)速二計算載荷使用系數(shù)動載系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)齒間載荷分布系數(shù)1使用系數(shù)表5-3原動機工作特性及其示例從動機工作特性及其示例均勻平穩(wěn)輕微沖擊中等沖擊嚴重沖擊發(fā)電機機床主傳動提升機構(gòu)挖掘機均勻平穩(wěn)1.01.251.51.75輕微沖擊1.101.351.601.85中等沖擊1.251.501.752.00或更大嚴重沖擊1.501.752.002.25或更大2動載系數(shù)齒輪傳動的嚙合過程齒輪制造誤差，pb不同——ω突變——沖擊查圖5-4直齒圓柱齒輪軸彎曲變形的影響3齒向載荷分布系數(shù)軸扭轉(zhuǎn)變形的影響3齒向載荷分布系數(shù)0.20.40.60.81.01.21.41.62.01.81.001.051.101.151.201.251.301.351234b/d13齒向載荷分布系數(shù)兩輪均為軟齒面或其中之一為軟齒面圖5-73齒向載荷分布系數(shù)改善載荷分布方法4齒間載荷分布系數(shù)表5-4

一對輪齒在嚙合區(qū)內(nèi)有時為雙齒嚙合，載荷則應分配在這兩對齒上。

由于齒距誤差等原因，載荷在各齒間分配不是均勻的。輪齒誤差的影響精度等級(Ⅱ組)56789

經(jīng)表面硬化的直齒輪1.01.11.2接觸彎曲經(jīng)表面硬化的斜齒輪1.01.11.21.4未經(jīng)表面硬化的直齒輪1.01.11.2未經(jīng)表面硬化的斜齒輪1.01.11.21.4表5-4齒間載荷分布系數(shù)一輪齒受力分析第四節(jié)標準直齒圓柱齒輪傳動的強度計算主動輪上的圓周力Ft與其速度方向相反；從動輪上的圓周力Ft與其速度方向相同，徑向力指向各輪的輪心。圓周力徑向力法向力

二齒面接觸疲勞強度計算圓柱體的接觸時的接觸應力綜合曲率對接觸應力的影響齒廓接觸點的曲率半徑齒輪嚙合綜合曲率齒面接觸應力變化規(guī)律表5-5彈性系數(shù)ZE 齒面接觸疲勞強度條件三、齒根彎曲疲勞強度齒根危險截面的確定Yfa齒形系數(shù)齒數(shù)變位系數(shù)圖5-14引入應力修正系數(shù)Ysa(圖5-15）齒數(shù)變位系數(shù)引入重合度系數(shù)Yε大小齒輪分別計算齒根彎曲疲勞強度設(shè)計式：注意：2、相互嚙合的一對齒輪其齒面接觸應力是相同的。若校核接觸強度或按接觸強度設(shè)計齒輪傳動，應選[σH]1與[σH]2中的校小值代入計算公式。1、相互嚙合的一對齒輪其齒根彎曲應力通常不相等。若校核彎曲強度需對兩輪同時進行校核計算；若按彎曲強度設(shè)計齒輪傳動，應選(YFa1ySa1)/[σF]1與(YFa2ySa2)/[σF]2中的較大值代入設(shè)計公式。3、應用設(shè)計公式初步計算齒輪尺寸時，可先應用初算公式

,待求得齒輪尺寸參數(shù)后，精確計算載荷系數(shù)K、重合度系數(shù)及壽命系數(shù)和許用應力，代入相應校核公式進行驗算，若強度條件合適則齒輪尺寸無需調(diào)整，否則，調(diào)整尺寸重新計算。一齒輪精度選擇第五節(jié)齒輪精度、設(shè)計參數(shù)選擇及許用應力1、2、3、4、5、6、7、8、9、10、11、12低高未規(guī)定公差一般按齒輪的圓周速度選精度表5-6齒輪種類傳動種類齒面硬度HBS齒輪精度等級3，4，56789直齒圓柱齒輪≤350>12≤18≤12≤6≤4>350>10≤15≤10≤5≤3錐齒輪≤350>7≤10≤7≤4≤3>350>6≤9≤6≤3≤2.5斜齒及曲齒圓柱齒輪≤350>25≤36≤25≤12≤8>350>20≤30≤20≤9≤6錐齒輪≤350>16≤24≤16≤9≤6>350>13≤19≤15≤7≤5表5-6各種精度等級齒輪傳動的最大圓周速度機器名稱精度等級機器名稱精度等級汽輪機3～6拖拉機6～8金屬切削機床3～8通用減速器6～8航空發(fā)動機4～8鍛壓機床6～9輕型汽車5～8起重機7～10載重汽車7～9農(nóng)業(yè)機械8～11各類機器所用齒輪傳動的精度等級范圍二設(shè)計參數(shù)選擇1齒數(shù)比2齒數(shù)z及模數(shù)m在中心距一定時，在滿足彎曲強度的條件下，可取較多的齒數(shù)和較小的模數(shù)對閉式傳動：一般按齒面接觸強度確定中心距，模數(shù)3齒寬系數(shù)0.9~1.4(1.2~1.9)0.7~1.15(1.1~1.65)0.4~0.6三許用應力(二）齒輪傳動的許用應力試驗齒輪及試驗條件：直齒圓柱齒輪m=3~5mm、

=20°

、b=10~50mma=100mm,v=10m/s，齒面粗糙度為Rz=3μm，失效概率為1%。1.

接觸疲勞許用應力[

H]：2.

彎曲疲勞許用應力[

F]：一、選擇齒輪類型、精度、材料二、齒輪承載能力計算三、齒輪幾何尺寸計算四、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及工作圖繪制齒輪傳動設(shè)計步驟一、輪齒受力分析第六節(jié)標準斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算圓周力徑向力軸向力法向力主動輪軸向力Fa左旋用左手；右旋用右手判斷。從動輪與其相反。斜齒輪因重合度增大，故接觸線長度增大；斜齒輪實際嚙合的曲率半徑應按法面內(nèi)計算。。二、齒面接觸疲勞強度計算齒廓接觸點的曲率半徑齒輪嚙合綜合曲率齒面接觸疲勞強度校核公式齒面接觸疲勞強度設(shè)計公式三、齒根彎曲疲勞強度計算齒面接觸疲勞強度校核公式按當量齒數(shù)查圖5-14、圖5-15斜齒輪因重合度增大，故接觸線長度增大；斜齒輪因輪齒傾斜，故影響其彎強度。一、主要設(shè)計參數(shù)第七節(jié)標準直齒錐齒輪傳動的強度計算二、輪齒受力分析圓周力徑向力軸向力法向力徑向力垂直于軸線指向輪心，軸向力平行于軸線指向大端。三、強度計算0.20.40.60.81.01.21.41.62.01.81.001.051.101.151.201.251.301.351234b/d1直齒錐齒輪齒面接觸疲勞強度條件設(shè)計公式直齒錐齒輪齒根彎曲疲勞強度條件設(shè)計公式第八節(jié)變位齒輪傳動的強度計算1高度變位齒輪傳動，因x

=0,’=,

故ZH不變，H不變；角度變位齒輪傳動，當x

>0時，因’>，

故ZH↓——H↓。2變位后由于齒形變化，故彎曲強度計算式中齒形系數(shù)YFa及應力校正系數(shù)Ysa發(fā)生變化。

x↑——YFa.Ysa↓——

F↓。第九節(jié)齒輪傳動的潤滑開式或半開式傳動定期人工加油潤滑v<12m/s的閉式傳動

浸油潤滑v>12m/s的閉式傳動

噴油潤滑齒輪傳動的潤滑蝸桿傳動第一節(jié)蝸桿傳動的類型、特點及應用一、蝸桿傳動的類型按蝸桿形狀分圓柱蝸桿傳動環(huán)面蝸桿傳動錐蝸桿傳動圓柱蝸桿傳動環(huán)面蝸桿傳動錐蝸桿傳動應用按刀具加工位置分阿基米德蝸桿漸開線蝸桿延伸漸開線蝸桿蝸桿加工蝸桿傳動的類型阿基米德蝸桿延伸漸開線蝸桿漸開線蝸桿二、蝸桿傳動的特點和應用二、蝸桿傳動的特點4、齒面滑動速度大、效率低、制造成本高。3、可實現(xiàn)自鎖；2、傳動平穩(wěn)、噪聲低；1、實現(xiàn)大傳動比；應用機床分度汽車吊車三、蝸桿傳動的精度圓柱蝸桿傳動的精度主要由傳動功率、使用條件、蝸輪的圓周速度決定?？刹楸?-1。第二節(jié)圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)和幾何尺寸計算1、模數(shù)和齒形角一圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及其選擇2、蝸桿分度圓直徑3.蝸桿頭數(shù)蝸桿頭數(shù)一般取Z1=1、2、4。對于傳動比大或要求自鎖的蝸桿傳動，常取Z1=1，但傳動效率較低。在傳遞功率較大時，為提高傳動效率可采用多頭蝸桿，取Z1=2或4，但此時的加工難度增加。圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)4、蝸桿分度圓柱上的導程角5、蝸桿傳動的傳動比圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)6.蝸輪齒數(shù)i=z2/z1Z1z25~67~2013.5~3129~80642130~3628~8027~6229~80圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)7.蝸桿傳動的中心距圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)二、蝸桿傳動的變位正變位負變位第三節(jié)蝸桿傳動的失效形式、計算準則及常用材料一蝸桿傳動的主要失效形式及計算準則設(shè)計準則開式傳動：主要保證蝸輪齒根彎曲疲勞強度閉式傳動：主要保證蝸輪齒面接觸疲勞強度及傳動的熱平衡。主要失效形式斷齒磨損點蝕膠合斷齒磨損嚴重磨損點蝕二、蝸桿材料蝸桿一般采用碳素鋼或合金鋼制造。

對于低速或不重要的傳動可用45鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，表面硬度HBS＜270。

對于高速重載的傳動，蝸桿常用低碳合金鋼，如20Cr，20CrMnTi等，經(jīng)滲碳淬火，表面硬度HRC56～62，并應磨削。對中速中載的傳動，蝸桿材料可用優(yōu)質(zhì)碳素鋼或合金結(jié)構(gòu)鋼，如45、45Cr等，經(jīng)表面淬火，表面硬度HRC45～55，也需磨削。

鑄錫青銅，如ZCuSn10Pb1、ZCuSn5Pb5Zn5，其抗膠合、減摩及耐磨性能都較好，但價格較貴，因此用于滑動速度較高（v≥3m/s）的重要傳動。2、蝸輪材料

鑄鋁青銅如ZCuAl10Fe3、ZCuAl10Fe3Mn2，其抗膠合及耐磨性能不如錫青銅，但具有足夠的強度、耐沖擊且價格便宜，一般用于滑動速度較低（v≤2m/s）的傳動。

灰鑄鐵如HT200、HT150，用于低速輕載傳動中，且效率要求不高時。第四節(jié)圓柱蝸桿傳動的受力分析蝸桿上圓周力與其嚙合點速度方向相反；蝸輪上的圓周力與其嚙合點運動方向相同；徑向力指向各自的輪心。一、受力分析受力分析二蝸桿傳動的計算載荷動載系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)使用系數(shù)載荷系數(shù)第五節(jié)圓柱蝸桿傳動的強度計算一蝸輪齒面接觸疲勞強度計算圓柱蝸桿傳動的強度計算蝸輪材料的基本許用接觸應力表6-7一蝸輪齒面接觸疲勞強度計算壽命系數(shù)圓柱蝸桿傳動的強度計算二蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算齒形系數(shù)表6-8按當量齒數(shù)查蝸輪材料的基本許用彎曲應力表6-9壽命系數(shù)三、蝸桿軸的剛度計算y——蝸桿軸的最大撓度。Ft1——蝸桿所受的圓周力。Fr1——蝸桿所受的徑向力。E——蝸桿材料的彈性模量。I——蝸桿危險截面的慣性矩。I=df14/64，df1——蝸桿齒根圓直徑。L’——蝸桿兩端支承間的跨距。

初步計算時可取L’≈0.9d2

d2——蝸輪分度圓直徑。[y]——許用最大撓度。

[y]=d1/1000,d1——蝸桿分度圓直徑。第六節(jié)蝸桿傳動的效率、潤滑及熱平衡計算蝸桿傳動的效率=1.2.

3

1——嚙合效率。

v——當量摩擦角，可根據(jù)滑動速度vs選取，

——蝸桿分度圓導程角；

2——軸承效率。

3——攪油效率。d1—蝸桿分度圓直徑；n1—蝸桿的轉(zhuǎn)速。z1=1,z1=2,z1=4z1=6=0.7=0.8=0.9=0.95估算總效率

一般取

2.3=0.95~0.96二、蝸桿傳動的潤滑蝸桿傳動的潤滑油粘度薦用值及給油方法

熱平衡條件：單位時間內(nèi)發(fā)熱量H1=同時間內(nèi)的散熱量H2P1——蝸桿傳動的功率。Kd——箱體表面散熱系數(shù)。A——有效散熱面積。t——油的工作溫度。t0——周圍空氣溫度。三、蝸桿傳動的熱平衡計算提高散熱能力的措施

加散熱片以增大散熱面積

在蝸桿軸端加風扇以加速空氣流通提高散熱能力的措施

在傳動箱內(nèi)裝循環(huán)冷卻管路提高散熱能力的措施提高散熱能力的措施

采用壓力噴油循環(huán)潤滑蝸桿結(jié)構(gòu)有退刀槽無退刀槽蝸桿結(jié)構(gòu)蝸輪結(jié)構(gòu)整體式齒圈式拚鑄式螺栓聯(lián)接式軸第一節(jié)概述一、軸的用途與分類按外形分按載荷分直軸曲軸轉(zhuǎn)軸軟軸傳動軸心軸光軸階梯軸空心軸固定心軸轉(zhuǎn)動心軸軸的分類軸的分類應用軸的分類應用軸的分類軸的分類軸的分類軸的分類應用軸的分類軸的分類二、軸的失效形式及設(shè)計準則疲勞斷裂變形共振主要失效形式設(shè)計準則疲勞強度校核、靜強度校核剛度計算振動穩(wěn)定性計算軸的材料選擇軸徑的初步計算軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的強度校核軸的剛度、穩(wěn)定性計算軸的設(shè)計步驟第二節(jié)軸的材料對軸材料的要求

具有足夠的強度、足夠的塑性、沖擊韌性、抗磨損性和抗腐蝕性；對應力集中的敏感性?。痪哂辛己玫墓に囆裕荒芡ㄟ^各種熱處理方式提高軸的疲勞強度。軸材料的選擇

主要采用碳素鋼和合金鋼。碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較小，應用廣泛。表8-1第三節(jié)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計原則: 1軸上零件易于安裝、調(diào)整、拆卸

2軸的受力合理、應力集中小

3軸上零件定位準確

4軸便于加工,加工工藝性好合理地定出軸各部分的幾何形狀和尺寸一、制造安裝要求1軸的形狀階梯軸光軸等強度易于加工2軸的裝配工藝性二、改善軸的受力情況1軸上零件的布置2減輕軸的應力集中1）階梯軸相鄰軸段直徑相差不易過大

2）軸肩過渡圓角應大3）在軸上或輪轂上開減載槽4）肩環(huán)5）凹切圓角6）柔性輪轂7）盤銑刀開鍵槽

8)軸上盡量開橫孔，若不可避免應將孔端倒角，提高表面粗糙度等級9）避免在軸上打印三、軸上零件的定位和固定1軸上零件的周向定位與固定1）鍵聯(lián)接2）花鍵聯(lián)接1軸上零件的周向定位與固定3）成型聯(lián)接1軸上零件的周向定位與固定4）彈性環(huán)聯(lián)接1軸上零件的周向定位與固定5）銷聯(lián)接1軸上零件的周向定位與固定6）過盈聯(lián)接1軸上零件的周向定位與固定2軸上零件的軸向定位與固定1）軸肩2）軸環(huán)2軸上零件的軸向定位與固定3）鎖緊擋圈2軸上零件的軸向定位與固定4）彈性擋圈2軸上零件的軸向定位與固定2軸上零件的軸向定位與固定5）軸端擋圈

6）圓螺母定位2軸上零件的軸向定位與固定7）套筒定位2軸上零件的軸向定位與固定8）圓錐形軸頭定位2軸上零件的軸向定位與固定四、軸的加工工藝性一、按扭轉(zhuǎn)強度條件計算已知：轉(zhuǎn)矩設(shè)計：軸適用：1傳動軸的設(shè)計2粗估軸徑3不重要軸的設(shè)計第四節(jié)軸的強度計算軸的強度計算τT——軸的扭轉(zhuǎn)應力，N/mm，T——軸傳遞的扭矩，N.mmWT——軸的抗扭截面模量，mm3；P——軸傳遞的功率，kW；n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min；[τT]——許用扭轉(zhuǎn)應力，N/mm；一、按扭轉(zhuǎn)強度條件計算設(shè)計公式，軸的最小直徑A0——由軸材料及承載情況確定的系數(shù)，表8-2當軸上有鍵槽時，應適當增大軸徑：單鍵增大3%，雙鍵增大7%~10%。二、按彎扭合成強度計算已知：各段軸徑，軸所受各力、軸承跨距計算：軸的強度可先畫出軸的彎扭合成圖，然后計算危險截面的最大彎曲應力。主要用于計算一般重要受彎扭復合的軸。計算精度中等。二、按彎扭合成強度計算第三強度理論彎曲應力對稱循環(huán)彎曲應力與扭轉(zhuǎn)切應力的循環(huán)特征不同所以引入的修正系數(shù)α扭轉(zhuǎn)應力不變化的轉(zhuǎn)矩脈動變化的轉(zhuǎn)矩頻繁正反變化的轉(zhuǎn)矩[σ]-1對稱循環(huán)許用應力[σ]0脈動循環(huán)應力軸的許用應力[σ]+1靜應力狀態(tài)下軸的許用應力軸的許用彎曲應力，表8-3計算彎矩或校核軸徑三疲勞強度計算安全系數(shù)已知：各段軸徑、軸所受各力、軸承跨距、過渡圓角、表面粗糙度、軸轂配合計算：軸的強度用于重要的軸，計算精度高且復雜軸的疲勞強度許用安全系數(shù)[S]＝1.3-1.5,用于材料均勻[S]=1.5-1.8,用于材料不夠均勻[S]=1.8-2.5,用于材料均勻性及計算精確度很低,或軸徑d>200mmSs=1.2~1.4,用于高塑性材料；Ss=1.4~1.8,用于中等塑性材料Ss=1.8~2,用于低塑性材料的軸Ss=2~3,用于鑄造軸.第五節(jié)軸的剛度計算TTy第六節(jié)軸的共振和臨界轉(zhuǎn)速的概念剛性軸n<nc1，n<(0.75~0.8)nc1撓性軸n>nc1，1.4nc1≤n≤0.7nc2一階臨界轉(zhuǎn)速二階臨界轉(zhuǎn)速

滑動軸承第一節(jié)概述軸承滾動摩擦下運轉(zhuǎn)滾動軸承的摩擦阻力較小，機械效率較高，潤滑和維護方便，并且已經(jīng)標準化，在機械中應用廣泛，但它的徑向尺寸和振動、再應噪音較大?；瑒幽Σ料逻\轉(zhuǎn)除了在簡單和低成本要求的場合使用滑動軸承外，滑動軸承主要用于滾動軸承難以滿足支承要求的場合：高速度、高精度、大沖擊、長壽命要求的場合。滾動軸承滑動軸承滑動軸承面接觸，承載能力高，零件數(shù)少制造更精確滑動軸承的特點對于大型軸，滾動軸承不好裝拆，可采用滑動軸承剖分結(jié)構(gòu)滑動軸承的特點徑向尺寸小。在特殊無潤滑介質(zhì)下也能勝任滑動軸承的特點徑向尺寸小滑動軸承的特點各類滑動軸承第二節(jié)潤滑油的粘度一粘度的定義及粘性液體的牛頓定律粘度液體阻止運動的能力FUydydu動力粘度二動力粘度的單位國際單位1帕．秒（Pa．S)=1千克/米．秒（kg/m

．s)三運動粘度國際單位：m2/s1托克斯（斯St）=1cm2/s1托克斯（斯St）=100厘斯（cSt）液體的溫度升高，粘度下降液體的壓力增大，粘度增大第三節(jié)流體動壓潤滑的基本理論一流體動壓潤滑的承載機理

若B板靜止不動，Ａ板以速度Ｖ移動,板間各流層的速度呈三角形分布，兩板間的油量保持不變1）當兩板平行時油膜無承載能力２）當兩板傾斜時油膜具有承載能力流體動壓潤滑的基本理論移動件的運動方向是由間隙大的方向移向間隙小的方向如果兩端流速相同，——流入量>流出量假設(shè)油不可壓縮板寬無窮大產(chǎn)生油壓p入口處流速呈凹形拋物線出口處流速呈凸形拋物線必有一處流速呈直線1）相對運動的兩表面間必須形成楔形間隙；形成動力潤滑的必要條件：3）潤滑油須有一定的粘度，供油要充分。2）被油膜分開的兩表面須有一定的相對滑動速度，其方向應保證潤滑油由大口進，從小口出；二、流體動力學基本方程條件假設(shè)：（１）忽略油層的重力和慣性；（２）潤滑油不可壓縮，ｚ向無限長，在ｚ向沒有流動（３）同一油膜截面上壓力為常數(shù)；（４）潤滑油處于層流狀態(tài)，忽略壓力對流體粘度的影響流體動力學基本方程壓力沿Ｘ方向及速度沿Ｙ方向的變化關(guān)系整理后得：由牛頓粘性定律知：流體動力學基本方程對y積分并取邊界條件由式得：

——油層的速度分布由壓力流引起呈拋物線分布的速度流體動力學基本方程由剪切流引起呈線性分布的速度任意截面上的流量Q為：流體動力學基本方程整理后得：——一維雷諾方程第四節(jié)單油楔向心動壓軸承設(shè)計計算一動壓軸承的油膜形成

動壓軸承的油膜形成單油楔向心動壓軸承設(shè)計計算起動階段不穩(wěn)定潤滑階段動力潤滑階段二幾何參數(shù)油膜厚度三承載能力與軸承特性數(shù)S將一維的雷諾方程應用到向心軸承中：承載能力與軸承特性數(shù)Sz因為有測泄，油膜承載能力沿寬度呈拋物線分布承載能力與軸承特性數(shù)S承載能力與軸承特性數(shù)S——這是無限寬軸承的油膜承載能力對有限寬軸承的油膜承載能力應加以修正與寬徑比和偏心率有關(guān)的軸承側(cè)泄對承載能力降低的影響系數(shù)有限寬軸承的油膜承載能力——潤滑油在工作溫度下的動力粘度——軸徑每秒轉(zhuǎn)數(shù)軸承徑向載荷——軸承寬度——軸徑直徑——相對間隙有限寬軸承的油膜承載能力——軸承的平均壓強——軸承的特性數(shù)，無量綱。它是偏心率、寬徑比和軸承包角的函數(shù)，查圖10-9四最小油膜厚度準則最小油膜厚度準則:——可靠性系數(shù)，K=1.5~2——分別為軸徑和軸承表面粗糙度的十點平均高度第五節(jié)滑動軸承設(shè)計參數(shù)選擇1軸承平均壓強pmp↑—軸承尺寸↓運轉(zhuǎn)平穩(wěn)軸承損壞2和寬徑比Ｂ/ｄ↓——運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性↑

承載能力↓

則常用范圍：B/d=0.3~1.5端泄漏量↑

——△ｔ↓

滑動軸承設(shè)計參數(shù)選擇3相對間隙ψ由速度和載荷選取——Ｖ↑——ψ↑F↑——ψ↓

經(jīng)驗公式：設(shè)計時：先假定ｔｍ——初選η——初步設(shè)計校核入口溫度若t1＝３５～４０℃則合適；否則重新計算。

4粘度ηtm↓

——η↑

——承載能力高tm↑——η

↓——承載能力低α包角從180°降至120°承載能力降低不大，但軸承溫升顯著降低5包角第七節(jié)非液體摩擦軸承的計算干磨擦邊界磨擦液