机械设计复习提纲PPT课件.ppt

低周疲劳 静应力 疲劳极限 疲劳曲线及极限应力线图的应用 载荷与应力的分类 第三章机械零件的强度 稳定循环变应力的基本参数和种类 1 材料的极限应力线图 2 零件的极限应力线图 3 已知某材料的力学性能为 其简化极限应力图如图示 请标出A C S点的坐标 若 2 0 试按比例绘制零件的极限应力图 答 A 0 260 C 240 240 S 450 0 4 零件受交变应力时 N次循环时的疲劳极限为 其中代号注脚 r 代表 A B C D 在对零件进行疲劳强度计算时 首先要确定极限应力 试分析图示极限应力图实用于什么变化规律的零件 并举一种属于这种应力变化规律的零件 5 在图示零件极限应力图a 上 工作点C和D为斜齿轮轴上两种应力工作点 试在图中标出对应的极限应力点 并说明分别会出现什么形式的破坏 答 如图b 所示C点对应的极限应力点为C D点对应的极限应力点为D C点会出现屈服失效 塑性变形 D点会出现疲劳失效 6 摩擦的分类 干摩擦 流体摩擦 边界摩擦 混合摩擦润滑油主要性能指标 粘度 润滑性 油性 极压性等润滑脂主要性能指标 滴点 针入度 第四章摩擦 磨损及润滑概述 流体动力润滑实现条件 1 两摩擦表面必须构成收敛状间隙 2 两表面有一定的相对速度 并带着润滑油从大口走向小口3 润滑油必须有一定的粘度 7 螺纹的类型 三角形螺纹 矩形 梯形 锯齿形应用 三角形螺纹常用于联接 矩形 梯形 锯齿形螺纹用于传动 第五章螺纹联接与螺旋传动 螺纹的主要参数 大径d 公称直径 小径d1 中径d2 螺纹联接主要类型及特点 螺距P 导程S 线数n螺纹升角 牙型角 1 螺栓联接 2 铰制孔螺栓联接 能精确固定被联接件的相对位置 且能承受横向载荷 1 普通螺栓联接 通孔加工精度低结构简单 不受被联接件材料限制 8 2 双头螺栓联接 螺杆两端无钉头 但均有螺纹 装配时一端旋入被联接件 另一端配以螺母 适于常拆卸而被联接件之一较厚时 折装时只需拆螺母 而不将双头螺栓从被联接件中拧出 3 螺钉联接 适于被联接件之一较厚 其上带螺纹孔 不需经常装拆处 适于受载较小情况 适于被联接件之一较厚 其上带螺纹孔 需经常装拆处 9 松螺栓联接强度计算 二 紧螺栓联接强度计算 工作前有预紧力F0 单个螺栓联接的强度计算 1 3 考虑螺纹力矩对螺栓联接强度的影响 1 仅受预紧力的螺栓联接 受横向载荷的普通螺栓联接 主要防止被联接件错动 工作特点 工作前后都只受预紧力的作用 强度条件 10 f 接缝面间的摩擦系数i 接缝界面数目KS 防滑系数 可靠性系数 KS 1 1 1 3 受横向载荷的普通螺栓联接的确定 F0 F0 F0 F F 11 强度条件 2 承受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接强度计算 工作特点 工作前拧紧 有F0 工作后加上工作载荷F F 12 已知螺栓联接的预紧力 螺栓和被联接件的刚度分别为Cb和Cm 承受的轴向工作载荷F 求螺栓所受的总拉力F2 并问当轴向工作载荷F增大到多少时被联接结合面会出现间隙 13 铰制孔用螺栓联接 特点 螺杆与孔间紧密配合 无间隙 由光杆直接承受挤压和剪切来传递外载荷F进行工作 螺栓的剪切强度条件为 螺栓与孔壁接触表面的挤压强度条件为 F F 14 1 受轴向载荷螺栓组联接 单个螺栓工作载荷为 轴向外载Z 螺栓个数 螺栓组联接的设计 15 图示汽缸内径D 500mm 气压P 1 2Mpa Do 640mm 要求螺栓间距不大于150mm 残余预紧力Q p是工作载荷的1 5倍 确定螺栓数目和所受的最大轴向拉力 15分 1 解 设z个螺栓 则 取14个螺栓 则最大轴向拉力 16 2 受横向载荷的螺栓组联接特点 普通螺栓 铰制孔用螺栓皆可用 外载垂直于螺栓轴线 防滑普通螺栓 受拉伸作用铰制孔螺栓 受横向载荷剪切 挤压作用 单个螺栓所承受的横向载荷相等 17 图示紧螺栓组联接 采用二个M16的普通螺栓 小径d1 13 84mm 联接所受的横向载荷F 4500N 被联接件接合面的摩擦系数f 0 15 联接可靠性系数Ks 1 2 螺栓材料的许用拉应力 120MPa 描述螺栓杆工作前后的受力状况 并校核该联接是否安全 18 3 受转矩的螺栓组联接 a 普通螺栓联接 由静平衡条件 则各个螺栓所需的预紧力为 联接件不产生相对滑动的条件为 19 b 铰制孔螺栓联接组 由假设 板为刚体不变形 工作后仍保持平面 由螺栓变形协调条件可知 各个螺栓的变形量和受力大小与其中心到接合面形心的距离成正比 由静平衡条件 20 在图示凸缘联轴器的螺栓组联接中 已知螺栓数目为N 联轴器接合面摩擦系数为f 螺栓中心圆直径为D 联轴器所传递扭矩为T 1 若要求防滑安全系数为KS 试推导单个螺栓所需预紧力F0的计算式 2 若已知螺栓材料的屈服极限 S及安全系数S 试写出按螺栓强度条件计算螺栓小径的计算式 10分 答 1 2 21 22 23 1 降低螺栓刚性 2 增大被联接件刚性 四 避免偏心载荷作用 二 改善螺纹牙间载荷分布不均状况 三 减小应力集中的影响 一 降低影响螺栓疲劳强度的应力幅 提高螺纹联接强度的措施 24 螺纹的公称直径是指螺纹的 径 螺纹的升角是指螺纹 径处的升角 螺旋的自锁条件为 标记为螺栓GB5782 86M16X80的六角头螺栓的螺纹是 形 牙形角等于 度 线数等于 16代表 80代表 双头螺柱联接和螺钉联接均用于被联接件较厚而不宜钻通孔的场合 其中双头螺柱联接用于 的场合 而螺钉联接则用于 的场合 答案 大 中 升角小于当量摩擦角 答案 三角 60 1 螺纹的公称直径 杆长 答案 经常折卸 不经常拆卸 25 用四个铰制孔螺栓联接两个半凸缘联轴器 螺栓均布在直径为20mm的圆周上 轴上转矩为lON m 每个螺栓受的 向力为 N 仅承受预紧力的紧螺栓联接强度计算时 螺栓的危险截面上有 和 载荷联合作用 因此 在截面上有 应力和 应力 被联接件是锻件或铸件时 应将安装螺栓处加工成小凸台或鱼眼坑 其目的是 A 易拧紧 B 避免偏心载荷 C 增大接触面 D 外观好 答案 横 250N 解 4个螺栓均匀受力 则F合 1000N所以每个螺栓250N 答案 预紧F0和摩擦力矩T 拉伸和扭转 答案 B 26 螺纹联接常用的防松原理有 其对应的防松装置有 对承受轴向载荷的紧螺栓联接 欲降低应力幅提高疲劳强度的措施有 螺纹副在摩擦系数一定时 螺纹的牙型角越大 则 A 当量摩擦系数越小 自锁性能越好 B 当量摩擦系数越小 自锁性能越差 C 当量摩擦系数越大 自锁性能越差 D 当量摩擦系数越大 自锁性能越好 答案 摩擦防松 机械防松 破坏螺蚊副防松 双螺母 开口销 焊死 答案 减小螺栓的刚度 增大被联接件的刚度 答案 D 27 螺纹联接螺纹牙间载荷分配不均是由于 A 螺母太厚 B 应力集中 C 螺母与螺栓变形性质不同 一螺栓联接拧紧后预紧力为F0 工作时又受轴向工作拉力F 被联接件上的残余预紧力为F1 则螺栓所受总拉力等于 答案 C 28 第六章键 花键 无键联接和销联接 平键联接的类型 尺寸选择及强度计算 类型 平键 半圆键 楔键 切向键 平键联接 普通平键 导向平键与滑键 尺寸选择 按轴径选 29 选择普通平键时 键的截面尺寸 是根据查标准来确定的 普通平键的工作面是键的剖面尺寸通常根据 按标准选取 A 传递扭矩大小 B功率大小 C 轴的直径 D轮毂的长度 如图所示轴 轴毂 平键三者的剖面配合关系应是 30 当轮彀轴向移动距离较小时 可以采用 联接 A普通平键B半圆键 C 导向平键 D滑键 当键强度不足时可采用双键 使用两个平键时要求键布置 计算时按计算 平键联接的主要用途是使轴与轮毂之间 31 带传动的工作情况分析一 带传动的受力分析 所以带常用于高速级二 带传动的应力分析 最大应力位置 紧边绕进小轮处 第八章带传动 1 工作前 两边初拉力Fo Fo工作时 两边拉力变化 紧力Fo F1 松边 Fo F22 带传动是靠带与带轮接触弧上的摩擦力传递运动和动力的 有效圆周力 ee f 1 2 大小 max 1 b1 c 32 带传动的弹性滑动和打滑 弹性滑动及后果 这种由于带的紧松边拉力不同 因而弹性变形不同而引起的带与带轮间的滑动 称为带传动的弹性滑动 这是带传动正常工作时固有的特性 后果 传动比不恒定 效率下降 引起带磨损 温度上升 打滑 带传动靠摩擦工作 当需要传递的圆周力超过最大摩擦力时 带和带轮间出现显著的相对滑动现象 称为打滑 后果 从动轮转速急剧下降 使传动失效 带传动的失效形式和设计准则1 打滑 2 带的疲劳破坏主要设计参数的选择 33 例 三角带传动传递的功率P 平均带速V 紧边拉力是松边拉力的两倍 即F1 2F2 试求紧边拉力F1 有效圆周力Fe及初拉力F0 1 解 故紧边拉力为1 5KN 松边拉力为0 75KN 初拉力为1 125KN 有效圆周力为 0 75KN 34 带传动中 带上受的三种应力是 应力 应力和 应力 最大应力等于 发生在 处 带传动中 带的紧边拉力与松边拉力的比值F1 F2 当空载时为 当载荷使带传动开始打滑时为 带传动不能保证精确的传动比的原因是 带上受的应力中 应力在带的各截面上都一样 35 带传动主要依靠 来传递运动和功率的 A带与带轮接触面之间的正压力 B 带的紧边拉力 C带与带轮接触面之间摩擦力 D 带的初拉力 带传动中 用 方法可以使小带轮包角加大 A增大小带轮直径 B减小小带轮直径 C增大大带轮直径 D 减小中心距 带传动中紧边拉力为F1 松边拉力为F2则其传递的有效圆周力为 A F1 F2 B F1一F2 2 C F1 F2 D F1 F2 2 36 V带传动比平带传动能力大 这是因为V带与带轮工作面上的正压力大 因而摩擦力也大 带传动工作时 为什么从动带轮的节圆线速度比主动带轮低 在V带传动设计中 为什么小带轮包角不能过小 增加小带轮包角的措施有哪些 什么是带传动的弹性滑动 有哪些后果 带传动装置一般放在高速级还是放在低速级 37 第九章链传动 即主动轮虽作等角速度回转 而链条前进的瞬时速度却周期性地由小到大 又由大到小的变化 每转过一个链接 链速的变化就重复一次 链轮的节距越大 齿数越少 相位角 的变化范围就越大 链速的变化也就越大 链在水平方向上的速度作周期性变化的同时 在垂直方向上还要作上下移动 链条上下抖动 链轮的转速越高 链轮的节距越大 齿数越少 则传动的动载荷就越大 二 链传动的动载荷 一 链传动的运动不均匀性 38 链接头 奇数节 过度链节受弯曲应力 偶数节 尽可能的选用偶数节 链标记 链号排数链节数标准编号 08A 288GB1243 1 83表示 A系列 节距12 7mm 双排 88节的滚子链 39 链传动的动载荷是随着链节距的和链轮齿数而增加 链传动的瞬时传动比是 平均传动比是 链传动中 链节数常采用 链传动工作时 其转速越高 其运动不均匀性越 故链传动多用于速传动 滚子链传动中 滚子的作用是 40 链传动的瞬时传动比等于常数的充要条件是 链传动中链节数常取偶数 链轮齿数为奇数 最好互为质数 其原因是 滚子链的标记12A 190表示系列 节距mm 排 节的滚子链 简要说明滚子链的结构 41 齿轮传动的失效形式 第十章齿轮传动 2齿面点蚀3齿面磨粒磨损4齿面胶合5齿面塑性变形 1 折断 闭式传动 开式传动 闭式高速重载传动 软齿面 硬齿面 齿面点蚀 轮齿折断 齿面磨粒磨损 齿面胶合 低速重载软齿面 齿面塑性变形 各种场合的主要失效形式 42 二 齿轮传动常用设计准则 防齿面点蚀 防轮齿折断 齿面接触疲劳强度计算 求d1 齿根弯曲疲劳强度计算 求模数 常用的计算方法 硬齿面 折断 以接触强度设计为主 先求d1 以弯曲强度设计为副 以弯曲强度设计为主 先求m 以接触强度设计为副 按弯曲强度设计 求m 因考虑磨损将m适当增大 软齿面 点蚀 大功率齿轮传动 散热计算 43 1 旋向 左 右旋的判断 分度圆柱上的螺旋角 右左 作用力分析 44 2 n的分解 圆周力 t n径向力 r 轴向力 a与轴线平行并指向齿面 轴向力 a的判断 握紧左 或右 手 四指代表齿轮转向 则大拇指指向即为轴向力方向 不能用在从动轮上 主动轮左右手定则 t 2 1 d1 r t tg n cos a t tg T 9550000P n 3 作用力的大小 45 3 主从关系 t1 t2 r1 r2 a1 a2 外啮合配对齿轮 旋向相反 46 齿轮传动强度计算 齿面接触疲劳强度计算防止点蚀 接触强度取决于d1 齿根弯曲强度计算 防止折断 弯曲强度取决于mn 47 在圆柱齿轮传动中 齿轮直径不变而减小模数 对齿轮的弯曲强度 接触强度及传动平稳性的影响分别为了减小动载荷系数 可采用如齿轮在轴上布置方式和位置相同 齿宽系数越大 齿向载荷分配系数一对圆柱齿轮传动 在确定齿宽时 通常使小齿轮比大齿轮宽5 10mm 这是为了一对标准齿轮传动 已知Z1 20 Z2 50 它们的齿形系数 齿根弯曲应力 齿面接触应力 48 直齿圆柱齿轮做接触强度计算时 取的接触应力为计算依据 其载荷由对齿承担 一对相啮合的圆柱齿轮传动 其接触应力大小是一对相啮合的圆柱齿轮传动 若大小齿轮的材料 热处理情况相同 则它们的工作接触应力和许用接触应力均相同 对于软齿面闭式齿轮传动 若弯曲强度不够 较好的解决办法是保持直径和齿宽不变 减少齿数而增大模数 对于开式齿轮传动 强度计算时一般只需按 圆锥齿轮传动强度计算中 是以为计算依据的 49 齿轮传动设计中 小齿轮齿数Z1的选用原则是 齿轮传动设计中 若不满足接触强度的要求 请指出两种改进措施 按接触强度设计时 若在计算公式中应代入者进行计算 50 10 1a Ft1 Fr1 Fa1 Ft2 Fr2 Fa2 Ft3 Fr3 Ft4 Fr4 Fa4 Fr3 Ft3 Fa3 Fr2 Ft2 Fa2 Ft4 Fr4 Fa4 Ft1 Fr1 Fa1 10 1b 51 第十一章蜗杆传动 1 蜗杆传动的特点 i大 一般i 7 80 分度 500 平稳 紧凑 可自锁 s大 效率低 发热大 贵重金属 价高2 参数和尺寸计算 中间平面 标准3 蜗杆传动受力分析Fa1 Ft2Fa2 Ft14 蜗杆传动的强度计算 蜗轮同齿轮 失效发生在蜗轮上 5 蜗杆传动效率及热平衡计算目的 52 蜗轮转向 若蜗杆为右旋 左旋 则握紧右手 左手 四指指向与蜗杆转动方向一致 则蜗轮节点处的速度方向与大拇指方向相反 t1 a2 2 1 1 t2 a1 2 2 2 r1 r2 t2 g 受力分析 大小 方向 53 Fr1 Fr2 Fr1 Fr2 Ft2 Fa1 Ft1 Fa2 Ft1 Fa1 Ft2 Fa2 右 右 11 1 54 图示为蜗杆 齿轮传动装置 右旋蜗杆为主动件 为使轴 传动件的轴向力能相抵消 试确定 1 蜗杆的转向 2 一对斜齿轮3 4轮齿的旋向 3 用图表示轴 上传动件的受力 用各分力表示 情况 FA2 55 Fa3 Fr3 Ft4 Fr4 Ft3 Fa4 Fa2 56 传动方案的布置 1 带传动 承载力小 平稳 缓冲吸振 2 链传动 运动不均匀 动载荷随n增大而增大 3 蜗杆传动 i大 平稳 低 4 锥齿轮 加工困难 精度低 5 开式齿轮传动 磨损大 高速级 低速级 中小功率 间歇运转 不宜用于大功率传动 高速级 易形成油膜 增加 改变轴的方向才用 高速级 减小尺寸 低速级 减少磨损 高速级 要求平稳 n越高 P同 T越小 F越小 对冲击振动越敏感 57 6 布置方案 7 齿轮两端轴承非对称布置 齿轮 带 链传动 齿轮 蜗杆传动 直齿轮 斜齿轮传动 带 齿轮 链 蜗杆 齿轮 斜齿轮 直齿轮 转矩应由离齿轮较远的轴端输入 减小载荷沿齿宽分布不均匀 传动平稳性最好的是 传动比最大的是 附加动载荷最大的是 效率最高的是 发热最严重的是 8 带传动 链传动 齿轮传动 蜗杆传动比较 蜗杆传动 蜗杆传动 链传动 齿轮传动 蜗杆传动 58 形成流体动力润滑的必要条件 流体必须有粘度 供应充分 两表面必须有相对速度 油从大口进 小口出 相对滑动两表面必须形成收敛的楔形油隙 第十二章滑动轴承 不完全液体润滑滑动轴承 径向滑动轴承的校核计算 目的 59 二径向滑动轴承形成流体动力润滑的过程 起动前阶段 起动阶段 液体润滑阶段 60 1 疲劳点蚀 失效形式 2 塑性变形 一批相同的轴承 在相同运转条件下 其中90 的轴承没有发生疲劳点蚀前的转数或总工作小时数 基本额定寿命 10 轴承代号 常用轴承 3 6 7等类 特点 第十三章滚动轴承 61 使轴承的基本额定寿命恰好为10 转时 轴承所能承受的载荷值 用C表示 即可理解为 在基本额定动载荷C的作用下 轴承可以工作10 转而不出现点蚀失效 可靠度90 滚动轴承的基本额定动载荷 轴承寿命曲线 6208 滚动轴承寿命的计算公式 62 X Y 径向 轴向载荷系数查表 13 5 P 载荷系数 查表 13 6 Fr Fa 轴承的径向 轴向力 注意区别轴上载荷 4 当量动载荷 P fP XFr YFa 只能承受纯径向载荷的轴承 N NA类 P fPFr 只能承受纯轴向载荷的轴承 5类 P fPFa 63 当Fd1 Fae Fd2 当Fd1 Fae Fd2 右边压紧 左边压紧 计算角接触轴承的轴向载荷轴向载荷的方法 画安装简图 标明轴承的派生轴向力Fd方向 计算Fd1 Fd2 根据Fd1 Fae Fd2三者的关系判断压紧 放松端压紧端 除本身的派生轴向力外其余轴向力代数和放松端 本身的派生轴向力 右边压紧 左边压紧 判断压紧 放松端时要注意正