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机械设计总复习 三基 基本知识 基本理论 基本技能 三线 力学线 工艺线 经济线 第一篇总论 第二节 第一章绪论 通用零件包括 齿轮 链传动 带传动 蜗杆传动 螺旋传动 轴 联轴器 离合器 滚动轴承 滑动轴承 螺栓 键 花键 销 铆 焊 胶结构件 弹簧 机架 箱体等 通用零件是本课程的主要学习对象 而专用零件的设计方法应在有关专业课中学习 第三节 本课程的内容 性质与任务 本课程的主要内容是 学习机械系统设计的基础知识 学习一般尺寸和参数的通用零件设计方法 机械设计结果的表现形式为 机械工程图 说明书和计算机程序 机器的组成1 第二章机械设计总论机器的组成 一台完整的机器的组成大致可包括 原动机部分 机械零件的主要失效形式1 机械零件的主要失效形式 一 整体断裂 整体断裂是指零件在载荷作用下 其危险截面的应力超过零件的强度极限而导致的断裂 或在变应力作用下 危险截面发生的疲劳断裂 二 过大的残余变形 当作用于零件上的应力超过了材料的屈服极限 零件将产生残余变形 机械零件的主要失效形式2 三 零件的表面破坏 零件的表面破坏主要是腐蚀 磨损和接触疲劳 点蚀 四 破坏正常工作条件引起的失效 液体摩擦的滑动轴承 只有在存在完整的润滑油膜时才能正常工作 带传动只有在传递的有效圆周力小于临界摩擦力时才能正常工作 设计机械零件时应满足的基本要求 设计机械零件时应满足的基本要求 避免在预定寿命期内失效的要求 结构工艺性要求 经济性要求 质量小的要求 可靠性要求 应保证零件有足够的强度 刚度 寿命 设计的结构应便于加工和装配 零件应有合理的生产加工和使用维护的成本 质量小则可节约材料 质量小则灵活 轻便 应降低零件发生故障的可能性 概率 机械零件的计算准则1 机械零件的设计准则 强度准则 刚度准则 寿命准则 振动稳定性准则 可靠性准则 确保零件不发生断裂破坏或过大的塑性变形 是最基本的设计准则 确保零件不发生过大的弹性变形 通常与零件的疲劳 磨损 腐蚀相关 机械零件的设计方法 机械零件的设计方法 理论设计 经验设计 模型实验设计 机械零件的设计方法通常分为常规设计方法和现代设计方法两大类 常规设计方法 机械零件设计中的标准化1 机械零件设计中的标准化 标准化的益处 与设计有关的标准 国际标准国家标准行业标准企业标准等如 ISOGBJB HBQB 标准化有利于保证产品质量 减轻设计工作量 便于零部件的互换和组织专业化的大生产 以降低生产成本 标准化就是要通过对零件的尺寸 结构要素 材料性能 设计方法 制图要求等 制定出大家共同遵守的标准 材料疲劳的两种类别 第三章零件的强度材料的疲劳特性 一 交变应力的描述 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 疲劳曲线 材料的疲劳特性 机械零件的疲劳大多发生在s N曲线的CD段 可用下式描述 D点以后的疲劳曲线呈一水平线 代表无限寿命区其方程为 由于ND很大 所以在作疲劳试验时 常规定一个循环次数N0 称为循环基数 用N0及其相对应的疲劳极限 r来近似代表ND和 r 于是有 有限寿命区间内循环次数N与疲劳极限srN的关系为 式中 sr N0及m的值由材料试验确定 二 s N疲劳曲线 s N疲劳曲线 极限应力线图 材料的疲劳特性 三 等寿命疲劳曲线 极限应力线图 机械零件材料的疲劳特性除用s N曲线表示外 还可用等寿命曲线来描述 该曲线表达了不同应力比时疲劳极限的性 在工程应用中 常将等寿命曲线用直线来近似替代 用A C折线表示零件材料的极限应力线图是其中一种近似方法 A 直线的方程为 C 直线的方程为 y 为试件受循环弯曲应力时的材料常数 其值由试验及下式决定 对于碳钢 y 0 1 0 2 对于合金钢 y 0 2 0 3 机械零件的疲劳强度计算1 机械零件的疲劳强度计算 一 零件的极限应力线图 由于零件几何形状的变化 尺寸大小 加工质量及强化因素等的影响 使得零件的疲劳极限要小于材料试件的疲劳极限 以弯曲疲劳极限的综合影响系数 表示材料对称循环弯曲疲劳极限 1与零件对称循环弯曲疲劳极限 1e的比值 即 将零件材料的极限应力线图中的直线A D G 按比例向下移 成为右图所示的直线ADG 而极限应力曲线的CG部分 由于是按照静应力的要求来考虑的 故不须进行修正 这样就得到了零件的极限应力线图 机械零件的疲劳强度计算2 机械零件的疲劳强度计算 二 单向稳定变应力时的疲劳强度计算 进行零件疲劳强度计算时 首先根据零件危险截面上的 max及 min确定平均应力 m与应力幅 a 然后 在极限应力线图的坐标中标示出相应工作应力点M或N 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 C最小应力为常数 min C 相应的疲劳极限应力应是极限应力曲线上的某一个点所代表的应力 计算安全系数及疲劳强度条件为 摩擦2 第四章摩擦 一 种滑动摩擦状态 干摩擦是指表面间无任何润滑剂或保护膜的纯金属接触时的摩擦 边界摩擦是指摩擦表面被吸附在表面的边界膜开 其摩擦性质取决于边界膜和表面的吸附性能时的摩擦 摩擦3 摩擦 混合摩擦是指摩擦表面间处于边界摩擦和流体摩擦的混合状态 混合摩擦能有效降低摩擦阻力 其摩擦系数比边界摩擦时要小得多 流体摩擦是指摩擦表面被流体膜隔开 摩擦性质取决于流体内部分子间粘性阻力的摩擦 流体摩擦时的摩擦系数最小 且不会有磨损产生 是理想的摩擦态 边界摩擦和混合摩擦在工程实际中很难区分 常统称为不完全液体摩擦 磨损1 在设计或使用机器时 应该力求缩短磨合期 延长稳定磨损期 推迟剧烈磨损的到来 一个零件的磨损过程大致可分为三个阶段 即 磨合阶段新的零件在开始使用时一般处于这一阶段 磨损率较高 稳定磨损阶段属于零件正常工作阶段 磨损率稳定且较低 剧烈磨损阶段属于零件即将报废的阶段 磨损率急剧升高 摩擦2 磨损 磨损2 磨粒磨损也简称磨损 是外部进入摩擦表面的游离硬颗粒或硬的轮廓峰尖所引起的磨损 粘附磨损也称胶合 当摩擦表面的轮廓峰在相互作用的各点处由于瞬时的温升和压力发生 冷焊 后 在相对运动时 材料从一个表面迁移到另一个表面 便形成粘附磨损 疲劳磨损也称点蚀 是由于摩擦表面材料微体积在交变的摩擦力作用下 反复变形所产生的材料疲劳所引起的磨损 磨损类型 腐蚀磨损当摩擦表面材料在环境的化学或电化学作用下引起腐蚀 在摩擦副相对运动时所产生的磨损即为腐蚀磨损 润滑剂 添加剂和润滑方法 润滑油 润滑脂 固体润滑剂 粘度的种类有 动力粘度 运动粘度 条件粘度等 润滑脂的主要质量指标是 锥入度 反映其稠度大小 粘度是润滑油的主要质量指标 润滑剂 工程中常用运动粘度 单位是 St 斯 或cSt 厘斯 动植物油 矿物油 合成油 润滑油 稠化剂 石墨 二硫化钼 聚四氟乙烯等 螺纹的类型与特点2 一 普通螺纹的主要参数 大径d 即螺纹的公称直径 小径d1 常用于联接的强度计算 中径d2 常用于联接的几何计算 螺距P 螺纹相邻两个牙型上对应点间的轴向距离 牙型角a 螺纹轴向截面内 螺纹牙型两侧边的夹角 升角y 螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角 线数n 螺纹的螺旋线数目 导程S 螺纹上任一点沿同一条螺旋线转一周所移动的轴向距离 S nP 升角y的计算式为 第二篇联接第五章螺纹联接 联接类型与标准件1 二 螺纹联接的基本类型 利用控制拧紧力矩的方法来控制预紧力的大小 通常可采用测力矩扳手或定力矩扳手 对于重要的螺栓联接 也可以采用测定螺栓伸长的方法来控制预紧力 纹联接的预紧 三 螺纹联接的预紧 大多数螺纹联接在装配时都需要拧紧 使之在承受工作载荷之前 预先受到力的作用 这个预加作用力称为预紧力 增强联接的可靠性和紧密性 以防止受载后被联接件间出现缝隙或发生相对移动 注意 对于重要的联接 应尽可能不采用直径过小 M12 的螺栓 预紧力 预紧的目的 预紧力的控制 预紧力和预紧力矩之间的关系 螺纹联接的防松 四 螺纹联接的防松 防松的根本问题在于防止螺旋副相对转动 按工作原理的不同 防松方法分为摩擦防松 机械防松及其他的防松方法 螺纹联接的强度计算1 五 螺纹联接的强度计算 螺栓联接强度计算的目的是根据强度条件确定螺栓直径 而螺栓和螺母的螺纹牙及其他各部分尺寸均按标准选定 1 松螺栓联接强度计算 联接的失效形式 对于受拉螺栓 其失效形式主要是螺纹部分的塑性变形和螺杆的疲劳断裂 对于受剪螺栓 其失效形式可能是螺栓杆被剪断或螺栓杆和孔壁的贴合面被压溃 螺纹联接的强度计算2 2 仅受预紧力的紧螺栓联接 强度条件 根据第四强度理论 螺栓在预紧状态下的计算应力 螺纹联接的强度计算3 3 受轴向载荷的紧螺栓联接 螺栓预紧力F0后 在工作拉力F的作用下 螺栓的总拉力 这时螺栓的总拉力为 静强度条件 式中F1为残余预紧力 为保证联接的紧密性 应使F1 0 螺纹联接组的设计3 1 对于铰制孔用螺栓联接每个螺栓所受工作剪力为 2 对于普通螺栓联接按预紧后接合面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷的要求 有 式中 z为螺栓数目 1 受横向载荷的螺栓组联接 或 六 螺栓组联接的受力分析 Ks为防滑系数 设计中可取Ks 1 1 1 3 螺纹联接组的设计4 2 受转矩的螺栓组联接 采用普通螺栓 是靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T 采用铰制孔用螺栓 是靠螺栓的剪切和螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩T 螺纹联接组的设计5 3 受轴向载荷的螺栓组联接 若作用在螺栓组上轴向总载荷F 作用线与螺栓轴线平行 并通过螺栓组的对称中心 则各个螺栓受载相同 每个螺栓所受轴向工作载荷为 通常 各个螺栓还承受预紧力F0的作用 当联接要有保证的残余预紧力为F1时 每个螺栓所承受的总载荷F2为 F2 F1 F 螺纹联接组的设计6 4 受倾覆力矩的螺栓组联接 作用在底板两侧的合力矩与倾覆力矩M平衡 即 由此可以求出最大工作载荷 为防止结合面受压最大处被压碎或受压最小处出现间隙 要求 国家标准规定了螺纹联接件的性能等级 螺栓 螺柱 螺钉的性能等级分为10级 螺母的性能等级分为7级 螺纹联接件的材料与许用应力 八 螺纹联接件的材料与许用应力 1 螺纹联接件材料 2 螺纹联接件的许用应力 螺纹联接件的许用拉应力 螺纹联接件的许用剪应力和许用挤压应力 被联接件为钢 被联接件为铸铁 提高螺纹联接强度的措施 九 提高螺纹联接强度的措施 以螺栓联接为例 螺栓联接的强度主要取决于螺栓的强度 因此 提高螺栓的强度 将大大提高联接系统的可靠性 影响螺栓强度的因素主要有以下几个方面 或从以下几个方面提高螺栓强度 改善螺纹牙上载荷分布不均的现象 降低影响螺栓疲劳强度的应力幅 减小应力集中的影响 采用合理的制造工艺 带传动概述2 一 带传动的类型 平带传动 结构简单 带轮也容易制造 在传动中心距较大的场合应用较多 在一般机械传动中 应用最广的带传动是 带传动 在同样的张紧力下 带传动较平带传动能产生更大的摩擦力 多楔带传动兼有平带传动和 带传动的优点 柔韧性好 摩擦力大 主要用于传递大功率而结构要求紧凑的场合 同步带传动是一种啮合传动 具有的优点是 无滑动 能保证固定的传动比 带的柔韧性好 所用带轮直径可较小 第八章 带传动 第三篇传动 工作情况分析 二 带传动的工作情况分析 1 受力分析 设带的总长度不变F1 F2 2F0 带传动尚未工作时 传动带中的预紧力为F0 带传动工作时 一边拉紧 一边放松 记紧边拉力为F1和松边拉力为F2 尚未工作状态 工作状态 工作情况分析 力分析 带传动的最大有效拉力Fec有多大 由欧拉公式可知 欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系 或者说是给出了一个具体的带传动所能提供的最大有效拉力Fec 预紧力F0 最大有效拉力Fec 包角 最大有效拉力Fec 摩擦系数f 最大有效拉力Fec 由欧拉公式确定 即 取绕在主动轮或从动轮上的传动带为研究对象 有 Fe F1 F2 定义由负载所决定的传动带的有效拉力为Fe 则显然有Fe Ff 工作情况分析 应力分析 为了不使带所受到的弯曲应力过大 应限制带轮的最小直径 2 带传动的应力分析 带传动的工作情况分析 拉应力 紧边拉应力 1 松边拉应力 2 离心应力 c 带沿轮缘圆周运动时的离心力在带中产生的离心拉应力 弯曲应力 b 带绕在带轮上时产生的弯曲应力 max 发生在何处 应力的分布情况 A 工作情况分析 运动分析 3 带传动的运动分析 带传动中因带的弹性变形变化所导致的带与带轮之间的相对运动 称为弹性滑动 或 其中 因此 传动比为 弹性滑动导致 从动轮的圆周速度v2 主动轮的圆周速度v1 速度降低的程度可用滑动率 来表示 带传动的工作情况分析 V带传动的设计1 带传动的设计计算 1 带传动的设计准则 带传动的主要失效形式是打滑和传动带的疲劳破坏 2 单根V带的基本额定功率 带传动的承载能力取决于传动带的材质 结构 长度 带传动的转速 包角和载荷特性等因素 带传动的设计准则 在不打滑的条件下 具有一定的疲劳强度和寿命 单根V带的基本额定功率P0是根据特定的实验和分析确定的 实验条件 传动比i 1 包角 180 特定长度 平稳的工作载荷 V带传动的设计2 3 带传动的设计 设计内容 确定带的类型和截型 长度L 根数Z 传动中心距a 带轮基准直径及其它结构尺寸等 由于单根 带基本额定功率P0是在特定条件下经实验获得的 因此 在针对某一具体条件进行带传动设计时 应根据这一具体的条件对所选定的 带的基本额定功率P0进行修正 以满足设计要求 带传动的设计计算 传动链的结构特点1 第九章链传动传动链的结构特点 传动链是链传动中的主要元件 传动链有滚子链和齿形链等类型 滚子链是由滚子 套筒 销轴 内链板和外链板组成 内链板与套筒之间 外链板与销轴之间为过盈联接 滚子与套筒之间 套筒与销轴之间均为间隙配合 滚子链有单排链 双排链 多排链 多排链的承载能力与排数成正比 但由于精度的影响 各排的载荷不易均匀 故排数不宜过多 一 滚子链 传动链的结构特点2 链条的接头处的固定形式有 传动链的结构特点 用开口销固定 多用于大节距链 弹簧卡片固定 多用于小节距链 设计时 链节数以取为偶数为宜 这样可避免使用过渡链节 因为过渡链节会使链的承载能力下降 链轮的结构和材料2 滚子链链轮的结构和材料 链轮较常用的齿形是一种三圆弧一直线的齿形 如左图所示 图中 齿廓上的a a a b c d线段为三段圆弧 半径依次为r1 r2和r3 b c线段为直线段 二 链轮的结构 运动特性1 链传动的运动特性 一 链传动的速度分析 在链传动中 链条包在链轮上如同包在两正多边形的轮子上 正多边形的边长等于链条的节距p 链的平均速度为 链传动的平均传动比为 链条铰链A点的前进分速度 上下运动分速度 运动特性2 二 链传动的运动不均匀性 由上述分析可知 链传动中 链条的前进速度和上下抖动速度是周期性变化的 链轮的节距越大 齿数越少 链速的变化就越大 链传动的运动特性 当主动链轮匀速转动时 从动链轮的角速度以及链传动的瞬时传动比都是周期性变化的 因此链传动不宜用于对运动精度有较高要求的场合 链传动的不均匀性的特征 是由于围绕在链轮上的链条形成了正多边形这一特点所造成的 故称为链传动的多边形效应 因为从动链轮的角速度为 所以链传动瞬时传动比为 运动特性3 链传动的运动特性 三 链传动的动载荷 链传动中的多边形效应造成链条和链轮都是周期性的变速运动 从而引起动载荷 链轮的转速越高 节距越大 齿数越少 则传动的动载荷就越大 链节和链轮啮合瞬间的相对速度 也将引起冲击和动载荷 链节距越大 链轮的转速越高 则冲击越强烈 链条前进的加速度引起的动载荷为 从动链轮的角加速度引起的动载荷为 当链节啮上链轮轮齿的瞬间 作直线运动的链节铰链和以角速度 作圆周运动的链轮轮齿 将以一定的相对速度突然相互啮合 从而使链条和链轮受到冲击 并产生附加动载荷 受力分析1 链传动的受力分析 链传动在安装时 应使链条受到一定的张紧力 张紧的目的主要是使松边不致过松 以免影响链条正常退出啮合和产生振动 跳齿或脱链现象 链的紧边拉力为 链的松边拉力为 其中 Fe为有效圆周力 Fc为离心力引起的拉力 在上述各式中 P为传递的功率 kW v为链速 m s q为单位长度链条的质量 kg m Ff为悬垂拉力 与链条松边的垂度和传动的布置方式有关 设计计算1 滚子链传动的设计计算 一 失效形式和额定功率 链传动的失效形式有链的疲劳破环 链条铰链的磨损 链条铰链的胶合以及链条的静力拉断 设计计算2 滚子链传动的设计计算 二 滚子链传动的设计方法和步骤 1 链轮齿数 通常限制链传动的传动比i 6 推荐的传动比i 2 3 5 选择小链轮齿数Z1 计算大链轮齿数Z2 iZ1 小链轮齿数Z1过少 运动不平稳严重 小链轮齿数Z2过大 易脱链或跳齿 2 确定计算功率 计算功率Pca是根据传递的额定功率P 并考虑工作情况来确定的 KA为链传动的工作情况系数 3 链的节距 链的节距越大 承载能力就越高 但传动的多边形效应也要增大 振动冲击和噪声也越严重 设计一般尽量选取小节距的链 齿轮传动的失效形式及设计准则 第十章齿轮传动失效形式及设计准则 一 齿轮的主要失效形式 轮齿折断 齿面磨损 齿面点蚀 齿面胶合 塑性变形 二 齿轮的设计准则 对一般工况下的齿轮传动 其设计准则是 保证足够的齿根弯曲疲劳强度 以免发生齿根折断 保证足够的齿面接触疲劳强度 以免发生齿面点蚀 对高速重载齿轮传动 除以上两设计准则外 还应按齿面抗胶合能力的准则进行设计 由实践得知 闭式软齿面齿轮传动 以保证齿面接触疲劳强度为主 闭式硬齿面或开式齿轮传动 以保证齿根弯曲疲劳强度为主 齿轮传动的失效主要是指轮齿的失效 其失效形式是多种多样的 常见的失效形式有 齿轮的材料及其选择原则 齿轮的材料及其选择原则 一 对齿轮材料性能的要求 齿轮的齿体应有较高的抗折断能力 齿面应有较强的抗点蚀 抗磨损和较高的抗胶合能力 即要求 齿面硬 芯部韧 二 常用的齿轮材料 钢 许多钢材经适当的热处理或表面处理 可以成为常用的齿轮材料 铸铁 常作为低速 轻载 不太重要的场合的齿轮材料 非金属材料 适用于高速 轻载 且要求降低噪声的场合 三 齿轮材料选用的基本原则 齿轮材料必须满足工作条件的要求 如强度 寿命 可靠性 经济性等 应考虑齿轮尺寸大小 毛坯成型方法及热处理和制造工艺 钢制软齿面齿轮 其配对两轮齿面的硬度差应保持在30 50HBS或更多 齿轮传动的计算载荷 齿轮传动的计算载荷 齿轮传动强度计算中所用的载荷 通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷 即 Fn为轮齿所受的公称法向载荷 实际传动中由于原动机 工作机性能的影响以及制造误差的影响 载荷会有所增大 且沿接触线分布不均匀 接触线单位长度上的最大载荷为 K为载荷系数 其值为 K KAKvK K 式中 KA 使用系数 Kv 动载系数 K 齿间载荷分配系数 K 齿向载荷分布系数 直齿圆柱齿轮强度计算1 标准直齿圆柱齿轮强度计算 一 轮齿的受力分析 以节点P处的啮合力为分析对象 并不计啮合轮齿间的摩擦力 可得 直齿圆柱齿轮强度计算2 标准直齿圆柱齿轮强度计算 二 齿根弯曲疲劳强度计算 引入齿宽系数后 可得设计公式 YFa为齿形系数 是仅与齿形有关而与模数m无关的系数 其值可根据齿数查表获得 直齿圆柱齿轮强度计算3 标准直齿圆柱齿轮强度计算 三 齿面接触疲劳强度计算 基本公式 赫兹应力计算公式 在节点啮合时 接触应力较大 故以节点为接触应力计算点 齿面接触疲劳强度的校核式 齿面接触疲劳强度的设计式 上述式中 u 齿数比 u z2 z1 ZE 弹性影响系数 ZH 区域系数 齿轮传动的设计参数1 一 齿轮传动设计参数的选择 齿轮传动设计参数 许用应力与精度选择 1 压力角a的选择 2 齿数的选择 一般情况下 闭式齿轮传动 z1 20 40开式齿轮传动 z1 17 20z2 uz1 3 齿宽系数fd的选择 当d1已按接触疲劳强度确定时 z1 m 重合度e 传动平稳 抗弯曲疲劳强度降低 齿高h 减小切削量 减小滑动率 因此 在保证弯曲疲劳强度的前提下 齿数选得多一些好 fd 齿宽b 有利于提高强度 但fd过大将导致K 一般情况下取a 20 fd的选取可参考齿宽系数表 齿轮传动的设计参数3 齿轮传动设计参数 许用应力与精度选择 四 齿轮传动的强度计算说明 接触强度计算中 因两对齿轮的 H1 H2 故按此强度准则设计齿轮传动时 公式中应代 H 1和 H 2中较小者 用设计公式初步计算齿轮分度圆直径d1 或模数mn 时 因载荷系数中的KV K K 不能预先确定 故可先试选一载荷系数Kt 算出d1t 或mnt 后 用d1t再查取KV K K 从而计算Kt 若K与Kt接近 则不必修改原设计 否则 按下式修正原设计 弯曲强度计算中 因大 小齿轮的 F YFa YSa值不同 故按此强度准则设计齿轮传动时 公式中应代和中较小者 标准斜齿圆柱齿轮强度计算 标准斜齿圆柱齿轮强度计算1 轮齿的受力分析 由于Fa tanb 为了不使轴承承受的轴向力过大 螺旋角b不宜选得过大 常在b 8 20 之间选择 锥齿轮传动的强度计算2 轮齿的受力分析 直齿锥齿轮的轮齿受力分析模型如下图 将总法向载荷集中作用于齿宽中点处的法面截面内 Fn可分解为圆周力Ft 径向力Fr和轴向力Fa三个分力 各分力计算公式 标准锥齿轮传动的强度计算 轴向力Fa的方向总是由锥齿轮的小端指向大端 其齿面一般是在车床上用直线刀刃的车刀切制而成 车刀安装位置不同 加工出的蜗杆齿面的齿廓形状不同 蜗杆传动的类型 蜗杆传动的类型 第11章蜗杆传动 普通蜗杆传动的参数与尺寸1 普通蜗杆传动的参数与尺寸 一 模数m和压力角a 蜗杆与蜗轮啮合时 蜗杆的轴面模数 压力角应与蜗轮的端面模数 压力角相等 即ma1 mt2 maa1 at2 二 蜗杆的分度圆直径d1 由于蜗轮是用与蜗杆尺寸相同的蜗轮滚刀配对加工而成的 为了限制滚刀的数目 国家标准对每一标准模数规定了一定数目的标准蜗杆分度圆直径d1 直径d1与模数m的比值 q d1 m 称为蜗杆的直径系数 三 蜗杆的头数z1 较少的蜗杆头数 如 单头蜗杆 可以实现较大的传动比 但传动效率较低 蜗杆头数越多 传动效率越高 但蜗杆头数过多时不易加工 通常蜗杆头数取为1 2 4 6 普通蜗杆传动的参数与尺寸2 普通蜗杆传动的参数与尺寸 四 导程角g 在m和d1为标准值时 z1 g 五 传动比i 六 蜗轮齿数z2 蜗轮齿数主要取决于传动比 即z2 iz1 z2不宜太小 如z2 26 否则将使传动平稳性变差 z2也不宜太大 否则在模数一定时 蜗轮直径将增大 从而使相啮合的蜗杆支承间距加大 降低蜗杆的弯曲刚度 七 中心距 正确啮合时 蜗轮蜗杆螺旋线方向相同 且g1 b2 普通蜗杆传动的承载能力计算1 普通蜗杆传动的承载能力计算 一 蜗杆传动的失效形式 蜗杆传动的主要问题是摩擦磨损严重 这是设计中要解决的主要问题 蜗轮磨损 系统过热 蜗杆刚度不足是主要的失效形式 二 蜗杆传动的常用材料 三 蜗杆传动的设计准则 蜗杆的刚度计算 防止蜗杆刚度不足引起的失效 传动系统的热平衡计算 防止过热引起的失效 普通蜗杆传动的承载能力计算2 普通蜗杆传动的承载能力计算 四 蜗杆传动的受力分析 蜗杆传动的受力分析与斜齿圆柱齿轮的受力分析相同 轮齿在受到法向载荷Fn的情况下 可分解出径向载荷Fr 周向载荷Ft 轴向载荷Fa 蜗杆传动受力方向判断 五 蜗杆传动强度计算 在不计摩擦力时 有以下关系 普通蜗杆传动的效率润滑与热平衡1 普通蜗杆传动的效率 润滑与热平衡 一 蜗杆传动的效率 可用于系统热平衡验算 一般to 70 80 可用于结构设计 二 蜗杆传动的热平衡 类型和代号1 主要类型和代号 一 滚动轴承的分类 按滚动体的不同分类 球轴承 滚子轴承 按可承受的外载荷分类 向心轴承 推力轴承 向心推力轴承 第13章滚动轴承 按轴承的结构形式不同分类 在实际应用中 滚动轴承的结构形式有很多 作为标准的滚动轴承 在国家标准中分为13类 其中 最为常用的轴承大约有下列 类 深沟球轴承 圆柱滚子轴承 推力球轴承 角接触球轴承 圆锥滚子轴承 调心球轴承 类型和代号3 二 滚动轴承的代号 滚动轴承的主要类型和代号 滚动轴承代号构成 代号用于表征滚动轴承的结构 尺寸 类型 精度等 由GB T272规定 类型选择2 滚动轴承的类型选择 1 承受载荷情况 2 尺寸的限制 3 转速的限制 4 调心性要求 方向 向心轴承用于受径向力 推力轴承用于受轴向力 向心推力轴承用于承受径向力和周向力联合作用 大小 滚子轴承或尺寸系列较大的轴承能承受较大载荷 球轴承或尺寸系列较小的轴承则反之 当对轴承的径向尺寸有较的严格限制时 可选用滚针轴承 球轴承和轻系列的轴承能适应较高的转速 滚子轴承和重系列的轴承则反之 推力轴承的极限转速很低 调心球轴承和调心滚子轴承均能满足一定的调心要求 滚动轴承尺寸的选择3 滚动轴承尺寸的选择 二 滚动轴承的寿命计算 基本额定寿命 具有90 可靠度时轴承的寿命 用L10表示 基本额定动载荷 使轴承的基本额定寿命恰好为106转时 轴承所能承受的载荷值 用字母C表示 基本额定寿命计算式 一 滚动轴承的失效形式 胶合 断裂 磨损 点蚀 永久变形 三 滚动轴承的当量动载荷 在进行轴承寿命计算时 应把作用在轴承上的实际载荷转换为与确定轴承C值的载荷条件相一致当量动载荷 用字母P表示 各类轴承的当量动载荷可按下式计算 为了计及实际载荷波动的影响 可对当量动载荷乘上一个载荷系数fp 滚动轴承尺寸的选择 四 向心推力轴承的轴向力计算 由派生轴向力及外加轴向力的计算与分析 判断被 放松 或被 压紧 的轴承 确定被 放松 轴承的轴向力仅为其本身派生的轴向力 被 压紧 轴承的轴向力则为除去本身派生的轴向力后其余各轴向力之合力 轴承装置的设计1 轴承装置的设计 轴承的装置设计的内容包括 轴承的定位和紧固 轴承的配置设计 轴承位置的调节 轴承的润滑与密封 轴承的配合以及轴承的装拆等问题 一 滚动轴承的定位和紧固 轴承装置的设计3 轴承装置的设计 三 轴系部件的位置调整 四 滚动轴承的润滑与密封 轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑两类 五 滚动轴承的配合与装拆 滚动轴承内孔与轴的配合采用基孔制 外径与外壳孔的配合采用基轴制 装拆滚动轴承时 不能通过滚动体来传力 以免使滚道或滚动体造成损伤 由于轴承的配合