《机械设计总复习》PPT课件.ppt

机械设计 总复习 第一章绪论 本章重点是载荷和应力分析 一 载荷要了解载荷的形式和种类 形式有 集中力F N kN 转矩T Nm Nmm 弯矩M Nmm 功率P KW 功率与转矩 转速之间的关系 种类有 1 按载荷与时间的关系分类 1 静载荷不随时间变化或变化非常缓慢的载荷 2 变载荷大小和方向随时间变化而变化的载荷1 随机变载荷 无规律变化2 循环变载荷 有规律变化 2 循环变载荷有规律变化a一般循环变载荷b对称循环变载荷c脉动循环变载荷 2 按应用计算场合分 1 额定载荷指原动机标牌功率或由此而计算出来的载荷 也叫名义载荷 2 工作载荷指机器工作部分在某段时间 某种工况下实际承受或输出的载荷 3 计算载荷考虑实际工作时的条件 如冲击 振动等 下 产生附加载荷后的全部载荷 通常是额定载荷乘以不同的影响系数 二 应力分析 1 应力种类 1 静应力对称循环变应力 a 循环变应力脉动循环变应力 2 变应力 b 随机变应力 略 一般循环变应力 掌握应力的种类和变应力的主要参数的含义 应力幅 a max min 2平均应力 m max min 2最大应力 max最小应力 min应力特性系数 r min max变载荷产生变应力 静载荷也可能产生变应力 绘图说明当 m 250MPa r 0 25时 应力随着时间的变化曲线 这是什么应力 由 m max min 2 250 MPa r min max 0 25 求得 max 400 MPa min 100 MPa 为一般脉动循环变应力 t 对称循环变应力 脉动循环变应力 非对称循环变应力 静应力 O 最大应力 最小应力 应力幅 最大应力 平均应力 应力幅 应力幅 最大应力 最小应力 平均应力 最大应力 max相等时 日r 1时 零件最先破坏 一 断裂应力超过零件的强度极限时所发生的断裂或当零件在循环变应力的作用下危险截面所发生的疲劳断裂 螺栓齿轮二 过大的变形发生过大的弹性变形或由于零件上的应力超过材料的屈服极限产生残余塑性变形 三 表面损伤表面疲劳 亦称点蚀 零件表面在接触变应力长期作用下产生微粒剥落的现象 磨损 主要指磨粒磨损 两个接触零件表面在相对运动过程中表面物质丧失或转移的现象 腐蚀金属表面与周围的介质发生的电化学或化学侵蚀的现象 四 破坏正常工作条件引起的失效V带传动当负载大于摩擦力的极限值时将发生打滑失效 高速转动的零件当其转速与系统的固有频率相一致时会发生共振 以致引起断裂失效 液体润滑的滑动轴承当润滑油膜被破坏时将发生胶合失效等 机械零件的失效形式 机械零件由于某些原因不能正常工作 称为失效 一 强度准则强度是指零件在载荷作用下抵抗断裂 塑性变形及某些表面损伤的能力 二 刚度准则刚度指零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力三 寿命准则影响零件寿命的因素是磨损 疲劳和腐蚀四 振动稳定性准则是指高速机器抵抗失稳的能力五 散热性准则进行热平衡计算六 可靠性准则 械零件的计算准则 另一表达方式S S 第二章摩擦 磨损和润滑 一 摩擦在外力作用下 相互接触的两个物体作相对运动或有相对运动的趋势时 其接触表面上就会产生抵抗滑动的阻力 这一现象叫做摩擦 这时所产生的阻力叫做摩擦力 边界摩擦 润滑 边界润滑是指两摩擦表面被吸附在表面的边界膜隔开 其摩擦性质与流体的粘度无关 只与边界膜和表面的吸附性质有关 液体摩擦 润滑 当摩擦表面间的润滑膜厚度大到足以将两个表面完全隔开 即形成了完全的液体润滑 混合摩擦 润滑 当摩擦表面间处于边界摩擦和流体摩擦的混合状态时称为混合润滑 二 磨损表面物质在摩擦过程中不断损失的现象称为磨损 可见磨损是伴随摩擦而产生的必然结果 磨损会消耗材料 降低运转精度 影响寿命和可靠性 但磨损并非都是有害的 如机械的跑合 利用磨损原理进行的加工 研磨 抛光 等 1 一般磨损的过程一般磨损过程大致分为三个阶段 1 跑合阶段 2 稳定磨损阶段 3 急剧磨损阶段 3 润滑油 润滑脂以及添加剂润滑油的主要质量指标是黏度 黏度越大 指油越稠 油膜的承载能力就越高 温度对粘度的影响很大 温度升高 粘度降低 在表明润滑油的粘度时 一定要注明温度 否则没意义 润滑脂的主要质量指标是锥入度 它是表征润滑脂稀稠程度的指标 针入度越大 润滑脂就越稀 普通润滑油和润滑脂在一些十分恶劣的工作条件下 如高温 低温 重载 真空等 会很快劣化变质 失去工作能力 为了提高它们的品质和使用性能 常加入某些分量很小 从百分之几到百万分之几 但对其使用性能的改善起巨大作用的物质 这些物质称为添加剂 抗氧化添加剂可抑制润滑油氧化变质 降凝添加剂可降低油的凝点 油性添加剂可提高油性 极压添加剂可以在金属表面形成一层保护膜 以减轻磨损清净分散添加剂可使油中的胶状物分散和悬浮 以防止堵塞油路和减少因沉积而造成的剧烈磨损 4 润滑状态的转化在有润滑的状态下 摩擦表面究竟处于何种摩擦状态 取决于两摩擦表面的粗糙度和润滑膜的厚度 对于具有一定粗糙度的特定摩擦表面 改变某些影响润滑膜厚度的参数 如载荷 相对滑动速度和润滑剂的粘度等 将出现不同的摩擦状态 即发生边界摩擦 混合摩擦和流体摩擦之间的转化 如果改变工作条件 如加大载荷或者减小滑动速度 都会使润滑状态发生转化 第三章螺纹连接 一 螺纹主要参数1 大径d 螺纹标准中的公称直径 螺纹的最大直径2 小径d1 螺纹的最小直径 强度计算中螺杆危险断面的计算直径 3 中径d2 近似于螺纹的平均直径 d2 d1 d 24 螺距p 相邻两螺纹牙平行侧面间的轴向距离 5 导程s 同一条螺纹线上两螺纹牙之间的距离 s n p6 螺旋升角 中径上s d2tg arctg s d2 螺纹的种类 二 螺纹的种类P30表3 11 三角形螺纹当量摩擦角大 自锁性能好 主要用于连接普通螺纹圆柱管螺纹2 矩形螺纹当量摩擦角小 3 梯形螺纹传力大 效率高 4 锯齿形螺纹主要用于传动 螺纹连接的类型 1 螺栓连接普通螺栓和铰制孔用螺栓2 双头螺栓连接3 螺钉连接4 紧定螺钉连接 三 螺纹联接的预紧和防松1 预紧的目的 增强连接的可靠性和紧密性 以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移 增加联接刚度 提高防松能力 适当选用较大的预紧力可提高螺纹连接件的疲劳强度 2 防松 螺纹联接虽然能自锁 但在受到冲击 振动 温度变化等瞬时 螺纹联接的摩擦力会消失 产生松动 故要有可靠的防松措施 传动效率 自锁条件 常用的放松措施有 P41表3 51 摩擦防松a对顶螺母b弹簧垫圈c自锁螺母d尼龙圈锁紧螺母2 机械防松a开口销和槽形螺母b止动垫片c串联钢丝d圆螺母带翅垫片3 破坏螺纹副关系a焊接b冲点c粘合 四 单个螺栓的强度计算一 受拉螺栓连接的强度计算1 松连接螺栓强度计算强度条件设计公式 2 紧连接螺栓强度计算强度条件设计公式 五 螺栓组中单个螺栓受力计算1 受横向载荷R的螺栓组联接只受到正应力和扭转切应力总的横向载荷为 R共有螺栓z个单个螺栓所受的横向载荷为 Fs R z 1 普通螺栓联接以接触面间的摩擦力与载荷平衡 即 z F f m RF R z f m式中 m 接触面个数Kn 可靠性系数 Kn 1 1 1 3f 接触面间摩擦系数 2 铰制孔螺栓联接只受剪切和挤压应力靠螺栓外径和螺栓孔之间的接触来平衡外载Fs R z 2 载荷为转矩T的螺栓组联接1 普通螺栓联接以接触面间的摩擦力矩与载荷平衡 即 F fcr1 F fcr2 F fcrn TF KnT fc r1 r2 rn 式中 Kn 可靠性系数 Kn 1 1 1 3 2 铰制孔螺栓联接在载荷T的作用下 每个螺栓都承受剪切和挤压 假定底板和座体皆为刚性体 则处于半径r越大的螺栓 受到剪切变形也越大 承受的横向力也越大 有 力的平衡条件是 联立 得最远处的螺栓 受到最大的工作剪力 2 受轴向载荷FQ的螺栓组联接单个螺栓所受的轴向载荷为 F FQ z螺栓工作前受力 F 预紧力 被联接件工作前受力 F 预紧力 螺栓工作时受力 F0 F F被联接件工作时受力 F 残余预紧力 螺栓工作时受力 F0也可以这样计算F0 F F而 F CL L工作载荷 F F F1 CL L CF FF0 F F F CLF CL CF F KcF 式中 Kc为螺栓联接的相对刚度CL为螺栓的刚度 CF为被联接件的刚度F0 F FF0 F F F CLF CL CF F KcFF KcF F FF F F KcF 1 Kc F CFF CL CF 应力幅 5 载荷为组合载荷的螺栓组分析方法 1 将载荷向螺栓组形心等效变换 均为4种简单载荷的组合 2 按前面的方法 分别对简单载荷单独分析 3 将简单载荷单独分析的结果叠加 矢量 得最终载荷分析结果 将载荷向螺栓组形心等效变换 横向载荷 F转矩 T F L求出最大的力后 铰制孔螺栓联接 按此力进行强度计算普通螺栓联接 按最大的预紧力进行强度计算 求出螺栓受到的最大外力Fsmax 对于铰制孔螺栓 对于普通螺栓分别以摩擦面的可靠性 不滑移 条件算出摩擦力 再算出总的摩擦力和最大预紧力 习题用六个铰制孔螺栓把钢板A固定在钢板B上 图中尺寸a 150mm b 100mm L 600mm 钢板与螺栓间许用切应力 196MPa 许用挤压应力 p 220MPa 钢板A厚12mm 钢板B厚25mm F 10kN 试计算螺栓受剪面直径d0至少要多少 若用六个普通螺栓 钢板间摩擦系数fc 0 15 联接可靠系数 防滑系数 Kn 1 2 螺栓的许用拉应力 85MPa 试计算螺栓的小径d1至少要多少 解 1 用六个铰制孔螺栓联接 F1与F3的合力比F1与F2的合力要大 即单个螺栓所受到的最大横向载荷为 应按Fmax设计 按剪切强度公式 按挤压强度公式 取大值 d0 7 94mm 2 若用六个普通螺栓联接 结合面的摩擦力要大于横向外力 b 转矩T PL作用下 结合面不滑移条件 a 横向力P作用下 结合面不滑移条件 Ffy z m PFfy z m KnP Ff2 Ffy FfR 2000 8197 10197N 最大的摩擦力应按Ff2设计对于单个螺栓 预紧力fF Ff所以 最大的预紧力F Ff2 f 10197 0 15 67980N 计算题图示有气密性要求的容器 内装有毒气体 气压p 0 0 6MPa 容器直径D 600mm 螺栓数量n 20 螺栓许用应力 180MPa 许用应力幅 a 12 8MPa 预紧力F 16000N 螺栓相对刚度系数KC CL CL CF 0 85 试问 1 应选用直径多大的螺栓 注表 普通螺纹直径 2 要求剩余预紧力F 1 7F 问是否满足要求 解 1 计算应选用的螺栓直径1 计算螺栓上的最大工作载荷 2 计算螺栓上的最大总拉力 3 计算螺栓危险截面的直径按静强度要求 按疲劳强度要求 应按疲劳强度确定螺栓的直径 故选择公称直径d 24mm 螺纹小径d1 20 752mm 18 936mm 的螺栓 2 计算剩余预紧力是否满足要求实际剩余预紧力为 要求的最小剩余预紧力为 满足要求 六 提高螺栓联接强度的措施1 改善螺纹牙间载荷分配不均现象1 悬置螺母2 内斜螺母3 环槽螺母2 减小螺栓的应力幅由应力幅的公式 看出 减小应力幅 即减小Kc CL CL CF 1 减小螺栓的刚度 CL柔性螺栓 中空螺杆或腰状螺杆 螺母下垫弹性垫圈2 增大被联接件的刚度 CF结构上加加筋板 斜撑或加大被联接件厚度两被联接件之间的密封选用硬材料垫圈 3 避免附加应力力求使螺栓和螺母的安装面和螺栓的轴线垂直 放置螺栓 螺母的地方应加沉头坑或凸台斜面联接时要加斜垫圈等 因偏心产生的附加载荷会严重影响螺栓的强度 4 减小应力集中增大过渡圆角半径 加卸荷槽 退刀槽等大尺寸的螺栓疲劳强度低 如直径30 60的螺栓比直径6 16的螺栓疲劳强度降低一半 通常采用较多数目的小直径螺栓联接 图为某受轴向工作载荷的紧螺栓连接预紧时的受力 变形图 1 当被连接件间剩余预紧力F 1500N时 求工作载荷F和螺栓所受总拉力F0 并在图上表示出来 2 若工作载荷F从0到F之间变化 此时螺栓的直径为M16 小径d1 13 835mm 其许用应力幅 a 18MPa 问螺栓的疲劳强度是否满足要求 3 若被连接件间不出现缝隙 最大工作载荷是多少 此时螺栓所受总拉力又是多少 并在图上表示出来 解 1 由图知预紧力F 3800N 螺栓刚度被连接件刚度 相对刚度已知剩余预紧力F 1500N螺栓所受总拉力F0 F F或者F0 F KcF所以F F F KcF1500 F 3800 0 366FF 3800 1500 1 0 366 3628NF0 F F 1500 3628 5128N 当工作载荷在0和F之间变化时 螺栓受到的总的轴向力在F 和F0之间变化 螺栓的应力幅 a 所以满足疲劳强度要求 a 18MPa 3 若被连接件间不出现缝隙 最大工作载荷由F F F KcF这时候F 为0Fmax F 1 Kc 3800 0 634 5993 7N 第四章轴毂联接 一 键联接各种各样的键装在轴与轮毂之间 以传递转矩1 松键1 平键工作面是两侧面两个按180 布置标注 B16 100 GB1096 79B 型号 A不写 16 宽 100 长 2 半圆键多用于锥形轴 可适应轴的变形 键槽较深 对轴削弱较大 两个应并排布置 标注 6 10 25 GB1099 796 宽 10 高 25 直径 二 紧键靠高度方向上的压力产生的摩擦力传递转矩 在宽度方向上配合较松 定心精度较低 1 楔键 楔键的上表面和轮毂键槽的底面都有1 100的斜度 装配时将键打入 上下面受挤压 工作面是上下两表面 由于装配时会使轴上零件偏心 因此仅适用于要求对中精度不高的场合 普通楔键 分为A B C型三种钩头楔键 用于从另一端不能打出键的场合 2 切向键由两个具有单面1 100斜度的键组成 成对使用 只能单向传递转矩 工作面为上下两面 其中一个面在通过轴心的平面内 轴若双向转动 需两对使用 为了不致于严重削弱轴和轮毂的强度 按120 130 布置 切向键适用于载荷很大 要求对中精度不高的场合 二 平键的选择与校核1 选择首先按使用要求选择键的主要类型 再按轴的直径选择键的型号 剖面尺寸 宽度b 高度h以及轴上槽深t1 轮毂上槽深t2 按轮毂长度选择键的长度L L应稍小与轮毂的长度 最后对联接进行必要的强度校核 2 校核键的主要失效形式是压溃 其次是剪切压溃强度条件 剪切强度条件 带的类型 a 平带传动 带的挠性较好 带轮制造方便 尤其是轻质薄型的各式高速平带 广泛应用于高速传动 中心距较大或两轴交叉或半交叉传动 b V带传动 V带传动产生的摩擦力比平带传动的摩擦要大 因而V带传动能力强 结构更加紧凑 带的厚度大 挠性较差 c 多楔带传动 多楔带相当于平带与多根V带的组合 兼有两者的优点 多用于结构要求紧凑的大功率传动中 d 圆形带传动 仅用于载荷很小 速度较低的小功率场合 第六章带传动 一 带传动的受力分析1 工作前受力情况 有一个初拉力F0 即预紧力 2 工作时受力情况 紧边拉力F1和松边拉力F2 有效圆周力F Ff F1 F2摩擦力 Ff 紧边拉紧 带变长 l 对应 F F1 F0松边松弛 带变短 l 对应 F F0 F2由于整个带长不变 故有 l l 所以力的变量也相等 即 F F F1 F0 F0 F2得初拉力 预紧力 F0 F1 F2 2 工作拉力可由输入条件F 1000P v求得 有效圆周力F F1 F2得 F1 F0 F 2F2 F0 F 2 二 最大有效圆周力Fmax及其影响因素1 挠性体摩擦传动的基本关系 即绕过带轮时带的张力的变化关系 由欧拉公式确定 2 一定结构的带传动 f 1 在张紧力为F0时可传递的最大有效圆周力为 Fmax F1 F2 F2 F2 F0 F 2 当F载 Fmax时 产生打滑 传递的最大功率 P Fmaxv 最大圆周力的表达式 影响带传动能力的主要因素 1 初拉力 F02 小带轮包角 13 带与带轮间的摩擦系数 f fv4 带的型号截面尺寸大的V带 能传递更大的力 5 带的根数带的根数多 传动能力就越大 6 带速 带速越大 带的质量越大 离心力越大 正带的质量压力减小 摩擦力小 带传动能力减小 二 应力分析1 紧边拉应力 1和松边拉应力 2 1 F1 A MPa 2 F2 A MPa 2 离心拉应力 c c qv2 A3 弯曲应力 b1 2h0E d1 b2 2h0E d24 最大应力 max 三 V带传动的失效形式与计算准则1 失效形式 1 疲劳断裂 带在变应力下工作 产生疲劳失效 裂纹 脱层直至断带 2 打滑 当工作时的外载荷超过带传动的最大有效圆周力时 出现打滑 2 设计准则 在保证不打滑的前提下 带具有一定的疲劳强度和寿命 四 弹性滑动与打滑弹性滑动是由于带的弹性引起的 他造成带速和轮速之间的速度差 形成相对滑动 降低传动效率 造成传动比不稳定 加速带的磨损 他是不可避免的 但它不影响带的正常工作 是带传动固有的特性打滑是负载超过带的最大有效圆周力 带不动负载 便发生打滑 打滑是带传动的一种失效形式 尽量避免 由于小带轮的包角小 所以打滑通常发生在小带轮上 打滑使带急剧磨损 从动轮转速急剧降低至零 带传动失效 但可以保护电机 弹性滑动与打滑的区别 弹性滑动是由于带的弹性变形量变化引起 打滑是由于过载引起 弹性滑动是发生在部分接触弧内的微量相对滑动 打滑是发生在整个接触弧上的显著相对滑动 弹性滑动是带传动正常工作时的固有特性 是不可避免的 打滑则使带传动失效 在设计中必须避免 弹性滑动使传动效率降低 带的温度升高和磨损 从动轮圆周速度低于主动轮 打滑使带传动失效 从动轮转速急剧降低 甚至为0 带磨损加剧 但可以起到过载保护作用 避免其他零件发生损坏 五 张紧带传动一般设计成中心距可调 便于调整初拉力定期张紧自动张紧张紧轮 中心距不可调的场合 张紧轮要安装在带的内侧 松边 靠近大带轮内侧 避免带受到双向的弯曲应力松边 带本来就松弛 易于调节靠近大带轮 对小带轮的包角影响小 第九章圆柱齿轮传动 一 圆柱齿轮受力分析 一对齿轮互相啮合 在啮合线上存在着一个法向力Fn 忽略摩擦力 把分布力集中到齿宽中点 可分解成 切向力 Ft Fncos 径向力 Fr Fnsin 因为切向力为已知力 Ft 2T1 d1式中 T1 9 55X106P1 n1 Nmm 力的大小 查书或者手册力的方向 切向力 Ft1 Ft2Ft1与n1相反 Ft2与n2相同径向力 Fr1 Fr2指向各自的圆心法向力 Fn1 Fn2 二 斜齿圆柱齿轮受力分析法向力Fn可分解成 切向力 Ft Fncos ncos 径向力 Fr Fnsin n轴向力 Fa Fncos nsin 因为切向力为已知力 Ft 2T1 d1力的方向 切向力 Ft1 Ft2Ft1与n1相反 Ft2与n2相同径向力 Fr1 Fr2指向各自的圆心轴向力 Fa1 Fa2左右手定则 轴向力的判断用左右手定则 只适用于主动齿轮左右手定则 左旋齿轮伸左手 右旋齿轮伸右手 四指方向与转动方向相同 拇指方向即为轴向力方向 左 右旋齿轮的判断 齿轮轴线与人体平行 正向看过去 轮齿线左边高为左旋 右边高为右旋 三 齿轮传动的失效形式 齿轮的失效主要发生在轮齿上 其余部分 如轮毂 轮辐部分为金属实体 一般很少失效 1 疲劳断齿齿体失效2 过载断齿3 偏载断齿齿轮失效形式1 点蚀2 胶合齿面失效3 磨损4 塑性变形 通常开式齿轮的主要失效形式是齿面磨粒磨损 导致齿体变薄 进而断齿 闭式齿轮的主要失效形式是齿面疲劳点蚀和疲劳断齿 点蚀一般发生在节圆附近 偏向齿根一侧 四 选材 齿轮的材料及热处理方法的选择 应根据齿轮传动载荷大小与性质 工作环境条件 结构及经济性等多方面要求来确定 大小齿轮材料不同小齿轮基园小 齿廓曲线弯曲大 齿根部薄 再之 小齿轮齿数少 转速高 受循环应力次数多于大齿轮 故其材料要比大齿轮好些 假如大小齿轮材料一样 应采用不同的热处理方法 使小齿轮的齿面硬度高于大齿轮30 50HBS 软硬齿面啮合的齿轮适合于上述原则 假如硬硬齿面的配对的齿轮 齿面硬度差基本保持相同 软齿面 硬度小于350HBS 硬齿面 硬度大于350HBS 五计算载荷 在计算齿轮的强度时 要考虑影响齿轮受载的各种因素 通常用计算载荷进行计算 国家标准规定的载荷系数分为4个系数 1 使用系数KA它主要与原动机和工作机的特性有关 一般参考表9 5和表9 6选取 2 动载系数KV它主要与齿轮速度 齿轮精度和刚度等有关 一般根据第 组公差精度等级和速度查图9 6 提高制造或装配精度 减小齿轮直径或降低圆周速度 轮齿修缘 都可以减小内部附加动载荷 3 齿间载荷分配系数K 它与齿轮重合度和精度等有关 一般根据第 组公差精度等级和总重合度查图9 7 4 齿向载荷分布系数K 主要考虑沿齿宽方向载荷分布不均的影响系数 它与齿宽 齿轮精度 齿轮刚度等有关 一般根据第 组公差精度等级查图9 8 实际中要合理安排 使各种影响经过互相补偿而减小到最低程度 鼓形齿 齿面接触疲劳强度计算 公式的讨论1 H1 H2 但 H H 所以 H小的先破坏 因此公式中应将 H1和 H2小的代入 2 设计时 先假定Kv 1 15 然后再修正 3 由公式可看出 影响接触强度最显著的是直径d a 与模数m无关 4 提高接触强度措施 增大d b和 H 但b不宜过大 否则偏载 齿根弯曲疲劳强度计算 公式的讨论1 对大 小齿轮而言 公式中的YFa1YSa1 YFa2YSa2 故 F1 F2计算时 比较和 值大的强度弱 首先计算之 2 由公式可看出 影响弯曲强度最显著的是模数m 3 设计时 先假定Kv 1 15 然后再修正 4 提高弯曲疲劳强度的途径 改善齿轮材料 热处理方法和加工精度 以提高 F 加大模数m 增加齿宽b 改变齿形 正变位增大齿根厚度 以降低 F YFa齿形系数 与模数m无关 只与齿廓形状 变位系数和压力角有关 YSa应力修正系数与齿数和变位系数有关 在设计过程中 需要人为地选择确定一些基本参数 它们对设计结果影响很大 因此必须根据实际情况进行适当的选择 下面是一些基本参数的选取原则 1 齿数和模数模数越大 齿根就越厚 齿根弯曲疲劳强度就越高 根据关系式保持中心距不变 即齿面接触疲劳强度基本不变 时 应该在保证齿根弯曲疲劳强度的前提下 尽可能选取较小的模数 这样可以选取较多的齿数 使重合度增加 改善齿轮传动的平稳性 也可以减小齿面滑动速度 降低油温和胶合的危险性 此外还可减少金属切削量和切削时间 齿轮基本参数选择 传递动力为主的齿轮传动 模数应该大于2mm 以防止轮齿折断 大 小齿轮的齿数最好互为质数 以使轮齿磨损比较均匀 对闭式齿轮传动 通常选取 闭式软齿面齿轮的齿数应该取较大值 闭式硬齿面齿轮的齿数应该取较小值 对开式齿轮传动 为防止齿面严重磨损和轮齿折断 齿数不应该太多 以防模数过小 一般选取 2 齿宽系数齿宽系数越大 轮齿就越宽 齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度就越高 其承载能力就越大 但轮齿过宽 会使载荷沿齿宽分布不均的现象严重 齿向载荷分布系数K 增大 甚至偏载引起局部轮齿折断 因此 齿宽系数取值要适当 一般齿轮传动常用 通用减速器 变速箱齿轮常用 齿宽系数有多种表示方法 它们之间的关系是 3 螺旋角螺旋角大 齿轮传动平稳 承载能力大 但螺旋角太大 会引起很大的轴向力 一般 常用 人字齿轮一般取 4 变位系数采用变位齿轮 除可以配凑中心距外 还可以改变啮合角 几何尺寸 最小无根切齿数等 正变位的齿轮 其齿根厚度增加 齿根弯曲强度提高 正传动角度变位 x1 x2 0 可使啮合角增大 提高齿面接触强度 但重合度略有减少 高度变位 x1 x2 0 可以通过适当选择变位系数 使两个齿轮的齿根弯曲强度接近 选择变位系数时 除要考虑以上因素外 还应考虑以下限制条件 轮齿不发生根切 齿顶厚度应大于0 25 0 4m 保证重合度大于1 1 2 不会发生齿廓干涉 包括齿根过渡曲线干涉 第十章锥齿轮传动 一 概述锥齿轮传动广泛用于两相交轴或两交错轴之间的运动和动力的传递 通常是90度相交 锥齿轮的几何参数是在大端上测量 而强度计算是在齿宽中点的当量齿轮上进行的 二 直齿圆锥齿轮受力分析为了计算简便 将锥齿轮沿整个齿宽作用的法向分布力的合力 看作是作用在齿宽的中点 法向力Fn可分解成三个力 切向力 径向力 轴向力力的方向 切向力 Ft1 Ft2Ft1与n1相反 Ft2与n2相同径向力 Fr1 Fa2指向各自的圆心轴向力 Fa1 Fr2指向各自的大端 第十一章蜗杆传动 一 概述蜗杆传动用于两交错轴 一般为垂直交叉 间转矩的传递蜗杆传动的特点1 传动比大 i n1 n2 Z2 Z1传递动力时 i 10 80 可达100传递运动时 i最大可达10002 传动平稳 噪音小3 效率低 一般时 0 7左右 自锁时 0 5不适用于连续大功率运转的机器 4 易磨损 用铜合金制造 造价高 二阿基米德圆柱蜗杆传动 主平面 垂直与蜗轮的轴线并且通过蜗杆的轴线的平面 模数 压力角和正确啮合条件ma1 mt2 m a1 t2 轴面 端面 标准 方向一致 蜗杆螺旋线导程角 蜗轮轮齿螺旋角 蜗杆的分度圆直径d和直径系数q 蜗杆的分度圆直径d是标准值 可以减少蜗轮滚刀数蜗杆传动的传动比i n1 n2 Z2 Z1 d2 d1 三 蜗杆传动的变位 蜗杆传动变位的主要目的是调整中心距或微量改变传动比 由于切制蜗轮的滚刀的齿形和尺寸与蜗杆的齿廓形状和尺寸相同 而刀具的尺寸不能变动 因此 被变动的只是蜗轮的尺寸 即只对蜗轮进行变位 而蜗杆不变位 变位后蜗杆的参数和尺寸保持不变 只是节圆不再与分度圆重合 而变位后的蜗轮其节圆和分度圆却仍然重合 只是其齿顶圆和齿根圆改变了 蜗杆传动变位的特点 蜗杆传动的总效率为为啮合效率 轴承效率 搅油效率 四 蜗杆传动效率 蜗杆主动时 或 rv为当量摩擦角 它取决于蜗杆副材料 润滑条件和相对滑动速度等 其值可在表11 5中查取 g和rv对h1的影响 滑动速度越大 越小 则就增加 蜗杆传动的总效率主要取决于 因此其传动效率比齿轮低的主要原因是低 由啮合效率的计算公式知 导程角是影响蜗杆传动效率的主要参数之一 在值的常用范围内 随的增大而提高 时 左右时有最大值 由公式 对求导并令其导数为零 得到当 即在 五 蜗杆传动受力分析 1 法向力Fn及其分力通常蜗杆为主动轮 其法向力可分解为 切向力 径向力 轴向力2 各力的方向当蜗杆为主动时 并且忽略摩擦力 切向力 Ft1 Fa2 Ft1与n1反向 Ft2与n2同向 径向力 Fr1 Fr2 指向各自的圆心 轴向力 Fa1 Ft2 左右手定则 只适用主动轮 3 受力分析投影图在啮合点处 蜗杆 蜗轮的三个分力如下图所示 首先 知道蜗杆的转向n1 便知蜗杆的切向力Ft1 与转向相反 它的反力是蜗轮的轴向力Fa2 又知道蜗杆的旋向 按左右手定则 可知道蜗杆的轴向力Fa1 它的反力是蜗轮的切向力Ft2 知道蜗轮的切向力 就知蜗轮的转向n2 径向力Fr指向各自的圆心 一 蜗杆传动的润滑由于蜗杆传动效率低 发热量大 温升高 良好的润滑除减摩外 还可冷却 以保证正常的油温和粘度 防止胶合的发生 为了避免过大的搅油损失 对下置蜗杆传动常取油面浸泡1 2个齿高 对上置蜗杆传动 油面不超过1 2 1 3蜗轮半径 v1 5m s蜗杆下置 v1 5m s蜗杆上置 二 热平衡计算因为蜗杆传动效率低 发热量大 相对滑动速度高 容易引起润滑油的温度升高 黏度降低 从而使油膜破坏 产生胶合失效 六 蜗杆传动的润滑与热平衡计算 已知 n1的转向 为使中间轴II的轴向力最小 问 斜齿轮的旋向应如何 画出齿轮4的三个分力 结果 已知 n4的转向 为使中间轴的轴向力最小 问 蜗杆的旋向应如何 转向又如何 如图所示蜗杆 斜齿轮齿条减速器简图 蜗轮旋向为左旋 试分析 1 为了使B轴所受的轴向载荷较小 斜齿轮3的旋向应如何选取 2 在图中画出斜齿轮3所受三个分力的方向 3 画出齿条4的移动方向 2 1 斜齿轮3的旋向应为左旋 2 斜齿轮3所受的三个分力 圆周力Ft3 径向力Fr3 轴向力Fx3如图所示 3 齿条4的移动方向V4如图所示 传动小结 传动类型选择与布置应考虑因素 效率 功率 圆周速度 尺寸 重量 使用环境等 V带传动 传动平稳 噪声小 具有过载保护能力 但尺寸较大 通常布置在高速级 链传动 承载能力大 效率高 压轴力小 但有较大冲击 通常布置在低速级 锥齿轮传动 尺寸大时加工困难 通常布置在次高速级 蜗杆传动 高速时效率较高 传动比大 通常布置在次高速级 但是在考虑到整体尺寸要求紧凑的时候 不适宜布置在高速级 圆柱斜齿轮传动 通常布置在次高速级 可设计成单级或多级 圆柱直齿轮传动 通常布置在低速级 可设计成单级 两级或多级 第十三章轴 一 分类1 根据轴线形状分 1 直轴光轴阶梯轴特殊用途轴 2 曲轴 3 挠性轴2 按承受载荷的情况分 1 传动轴 只承受转矩T 2 心轴 只承受弯矩M 3 转轴 即承受弯矩M 也承受转矩T 二 轴的直径估算对于转轴 按扭转强度条件 考虑弯矩的影响 适当降低 值 式中 P 作用在该轴上的功率 KW n 轴的转速 rpm d 轴的最小直径 式中只与材料有关 轴的直径估算公式 由公式可以看出 轴的直径与功率成正比 与转速成反比 这也正好说明一般减速器高速级轴的直径要比低速级轴的直径要小些 三 轴的结构设计1 轴上圆角要小于轮毂上圆角或倒角2 轴上长度要小于轮毂上相应长度2 3mm 3 轴肩或轴环的高度一般不小于5 如果是用于滚动轴承定位 则不能高于滚动轴承内环的三分之二4 各阶梯轴的轴端加倒角 便于安装 5 键槽应在同一个方向 6 减小应力集中 如加大圆角半径 用退刀槽砂轮越程槽等 7 合理安排轴的零件 减轻轴的负荷 第十四章滚动轴承 一 分类1 按承受载荷分 1 向心轴承只承受径向力 接触角为02 推力轴承只承受轴向力 接触角为90度3 角接触轴承既受径向力 也受轴向力 接触角越大 所能承受的轴向力也越大 二 滚动轴承的结构1 内圈2 外圈3 滚动体4 保持架 二 滚动轴承的代号 用数字或字母表示1 调心球轴承3 圆锥滚子轴承5 推力球轴承6 深沟球轴承7 角接触球轴承N 圆柱滚子轴承 内径尺寸代号100012011502170320 500d 522 28 32及500以上 内径 后置代号用于表示轴承的结构 公差及材料的特殊要求 用字母或数字表示 如 接触角为15 25 和40 的角接触球轴承 分别用C AC和B表示内部结构的不同 又如 轴承的公差等级分别为2级 4级 5级 6x级 6级和0级 共6个级别 依次由高级到低级 其代号分别为 P2 P4 P5 P6x P6和 P0 0级在轴承代号中省略不标 前置代号前置代号用字母表示 代号及其含义可参阅GB T272 三 轴承寿命和载荷1 实际寿命 L一套滚动轴承 其中一个套圈或滚动体的材料出现第一个疲劳扩散迹象时 一个套圈相对另一个套圈的转数 2 基本额定寿命 L10h对于一个滚动轴承或一组在同样条件下运转的近似相同的轴承 在与常用的材料和加工质量以及常规的运转条件下 能达到可靠性为90 的寿命 3 基本额定动载荷 C假想的恒定载荷 轴承在这个载荷作用下 基本额定寿命为106 4 当量动载荷 P假想的恒定载荷 轴承在这个载荷作用下 与实际载荷作用时具有相同的寿命 四 滚动轴承接触疲劳强度的设计计算1 基本额定寿命L10h的计算载荷与寿命有如下关系 L10P 106C 常数则寿命为 L10 106 C P 转 寿命通常以小时为计量单位 用L10h表示 L10h L10 60n 再考虑温度系数fT和动载系数fd的影响 式中 n 轴承转速 r min 指数 球轴承 3滚子轴承 10 3 2 当量动载荷P的计算 P X Fr Y Fa式中 Fr 为径向力 Fa 为轴向力当X 1Y 0当X 1Y 0各种轴承的临界值e及X Y值 查手册 3 角接触轴承P值的计算对于 3 7 类轴承 由于本身结构特点 当施加径向力Fr后 会产生派生的轴向力S 1 装配形式 3 7 类轴承 必须成对使用 安装有 正装 面对面 大端对大端 反装 背对背 小端对小端 面对面 支点近 刚度大 背对背 支点远 刚度小 悬臂形式必须反装 2 轴向力Fa的计算如图轴承正装1 由轴系总的径向力Fr计算出每个轴承的径向力Fr1和Fr2 2 由径向力Fr1和Fr2分别计算出S1和S2 方向指向大端 对轴系的所有轴向力进行比较a 如果FA S1 S2轴向右移 2轴承受压 支撑件给2轴承一个反力S 2 由平衡力式FA S1 S2 S 2 0则S 2 FA S1 S2受压轴承 Fa2 S2 S 2 FA S1不受压轴承 Fa1 S1 b 如果FA S1 S2轴向左移 1轴承受压 支撑件给1轴承一个反力S 1 由平衡力式 FA S1 S 1 S2 0则S 1 S2 FA S1受压轴承 Fa1 S1 S 1 S2 FA不受压轴承 Fa2 S2c 如果FA S1 S2 轴承都不受压 不受压轴承 Fa1 S1不受压轴承 Fa2 S2 结论 不受压轴承的轴向力等于其本身派生的轴向力 受压轴承的轴向力等于除去本身派的轴向力之外的外部轴向力的代数和 3 计算出Fa1和Fa2后 与Fr1和Fr2进行比值从而得到X1 X2和Y1 Y2计算出P1 X1 Fr1 Y1 Fa1同理 计算出P2 X2 Fr2 Y2 Fa2比较P1 P2 值大的轴承危险 代入寿命公式 计算出轴系的寿命 4 受压轴承与不受压轴承的判断正装 面对面 轴往哪边移动 哪边轴承受压 反装 背对背 轴往哪边移动 哪边轴承不受压 4 计算步骤1 由径向力Fr1和Fr2计算出每个轴承的派生的轴向力S1和S2 2 对轴系的所有轴向力进行比较 判断出受压轴承与不受压轴承 计算出Fa1和Fa2 3 Fa Fr与临界值e比较 得到系数X和Y值4 P X Fr Y Fa 计算出P1和P2 取大值5 计算出基本额定寿命L10h 五 例题1 轴系由一对70206轴承支承 轴承正装 已知 n 980r min Fra 1200N Frb 1800N FA 180N a 270mm b 230mm c 230mm 求危险轴承的寿命 C 33400N e 0 7 S 0 7Fr Fa Fr e时X 1 Y 0 Fa Fr e时 X 0 4 Y 0 85 3 解 首先求各自的径向力 1 对B点取矩 假设Fr1向上 Fr1 a b Frb c Fra b 270 230 Fr1 1200 230 1800 230得 Fr1 276N 负号指方向向下 同理 对A点取矩 假设Fr2向上 Fr2 a b Fra a Frb a b c 270 230 Fr2 1200 270 1800 730得 Fr2 3276N 2 计算派生的轴向力 S1 0 7Fr1 0 7 276S2 0 7Fr2 0 7 3276 193 2 N 向右 2293 2 N 向左 所有轴向力比较 FA S2 180 2293 2 2473 2 N S1 193 2 N 轴向左移 轴承正装 故1轴承受压 3 计算轴承的轴向力 受压轴承1 Fa1 S2 FA 2473 2 N 不受压轴承2 Fa2 S2 2293 2 N 4 轴向力和径向力比较 Fa1 Fr1 2473 2 276Fa2 Fr2 2293 2 3276 8 9 e 0 7 0 7 eX1 0 4Y1 0 85X2 1Y2 05 当量动载荷 P1 X1 Fr1 Y1 Fa1P2 X2 Fr2 Y2 Fa2 0 4X276 0 85X2473 2 Fr2 3276 N 2212 6 N P2 P1 2轴承危险 6 计算寿命 例题2 轴上装有一直齿锥齿轮2和一斜齿圆柱齿轮3 螺旋向如图所示 轮2是从动轮 设力集中作用于E点 轮3是主动轮 设力集中作用于D点 在A B两处各用一个角接触球轴承7208AC支承 转速n 900r min 转动方向如图所示 设齿轮各分力的大小为 圆周力Ft2 2000N Ft3 4000N 径向力Fr2 200N Fr3 1500N 轴向力Fx2 700N Fx3 1000N 1 试计算轴承A和轴承B处的支承反力 2 求危险轴承的寿命为L10h Cr 35 2kN S 0 68Fr e 0 68 fd 1 2 fT 1 0当Fa Fr e X 1 Y 0 当Fa Fr e X 0 41 Y 0 87 1 计算A和B处的支承反力 水平面支反力 切向力同向 垂直面支反力 各力如图 轴承A B上的径向载荷 派生轴向力方向如图 比较轴向载荷 判断轴承B为压紧端 轴承A为放松端 计算轴承的轴向载荷 比较径向力和轴向力 X 1 Y 0 X 0 41 Y 0 87 计算轴承的寿命 第十五章滑动轴承一 主要应用场合1 转速特别高的场合用滚动轴承的话 滚子的离心力势必很大 造成寿命急剧减低 2 载荷特别大的场合用滚动轴承的话 必须单件设计制造 成本很高 3 对轴的支承精度要求特别高的场合滑动轴承的零件少 可以比滚动轴承更精密的制造 4 承受较大冲击 振动的场合滑动轴承间隙中的油膜可以起到隔振 减振的作用 5 径向空间比较小的场合滑动轴承的径向尺寸比滚动轴承小 但轴向尺寸要大 6 特殊的支承场合 如曲轴 7 特殊的使用场合 如水下 有腐蚀的介质的场合 二 分类1 按工作时的摩擦状态分 1 液体摩擦轴承a 液体动压滑动轴承b 液体静压滑动轴承2 非液体摩擦轴承a 边界润滑状态下的滑动轴承b 混合摩擦状态下的滑动轴承2 按润滑剂的种类分 1 液体润滑轴承2 气体润滑轴承3 半固体润滑轴承 润滑脂 4 固体润滑轴承 三 液体动压润滑基本方程获得液体摩擦有两种方法 1 在滑动表面间用足以平衡外载的压力输入润滑油 人为的把两个表面分离 用这样的方法来实现液体摩擦的轴承称为液体静压滑动轴承 2 利用两摩擦表面间的收敛间隙 靠相对的运动速度把润滑油带入其间 建立起压力油膜而平衡外载荷 把两摩擦表面分开 用这样的方法来实现液体摩擦的轴承称为液体动压滑动轴承 3 形成动压润滑的必要条件 1 两工作表面必须形成楔形间隙 2 间隙中必须充满具有一定粘度的润滑剂 3 被润滑剂分隔的两表面必须有一定的相对滑动速度 并且保证润滑油从大截面流进 小截面流出 混合润滑轴承的设计准则 二 限制轴承的 pv限制pv值 就是防止油温过高导致油膜破坏 而产生胶合 保证润滑油不被过大的压力所挤出 避免工作表面的过度磨损 四混合润滑轴承的计算 一 限制轴承的压强 p 三 限制轴承的滑动速度 v当压力p较小时 即使p和pv值都在允许的范围内 也可能由于滑动速度过高而加剧磨损 因此要限制滑动速度 v 一 液体动压径向滑动轴承的几何关系 1 轴承直径间隙 2 半径间隙 五液体动压润滑径向轴承的设计 3 相对间隙 4 偏心距e和偏心率 5 轴承包角与结构有关 6 最小油膜厚度 五 液体动压滑动轴承基本参数的选择 1 宽径比 B d宽径比B d常用范围是0 5 1 5 宽径比小 占用空间小 对于高速轻载的轴承 由于压强增大 对运转平稳性有利 但宽径比的减小 轴承的承载能力也随之减小 2 相对间隙 一般情况下 相对间隙主要依据载荷和速度选取 速度高 相对间隙应大些 以减少轴承的发热 载荷大 相对间隙应小些 以提高承载能力 3 轴承压强 p滑动轴承的载荷与投影面积的比值为轴承的压强 压强p取的大些 可以减少轴承的尺寸 运转平稳性要好 但压强过大 轴承容易损坏 第十六章联轴器 离合器一 用途联轴器 联接两轴并传递运动和转矩离合器 联接或分离两轴并传递运动和转矩二 区别联轴器 只能在停车时联接或分离两轴 离合器 绝大多数可以在运动过程中联接或分离两轴 三 联轴器1 刚性联轴器适用于两轴对中性好 转速不高 载荷平稳的场合1 套筒联轴器2 夹壳联轴器3 凸缘联轴器2 挠性联轴器适用于冲击振动 两轴不易于对中 经常正反转及转速较高的场合1 无弹性元件适用于两轴不易于对中的场合a 十字滑块联轴器b 万向联轴器c 齿轮联轴器2 有弹性元件适用于冲击振动 经常正反转的场合a 弹性套柱销联轴器b 弹性柱销联轴器c 弹性阻尼簧片联轴器d 轮胎式联轴器e 蛇形弹簧联轴器 刚性联轴器 结构简单 使用方便 成本低 对中精确 传力大 但要求两轴的同轴精度高 稍有偏差 就不好安装 不适用于高速和有冲击振动的场合 挠性联轴器 结构较刚性联轴器复杂 但他对两轴的轴线偏移 振动 磨损等有较大的适应性 适应的转速也比刚性联轴器高 四