机械设计复习

1、机械设计总复习西北工业大学王三民主编目录第 1 章 绪论 3第 3 章 轴毂联接 3第 5 章 螺纹联接 5第 6 章 带传动 9第 7 章 链传动 12第 8 章 齿轮传动 16第 9 章 蜗杆传动 25第 10 章 滑动轴承 30第 10 章 滚动轴承 32第 11 章 联轴器、离合器 35第 12 章 轴 35第 1 章 绪论一、本章重点、难点1、本章重点：1）机械的基本组成要素和机械零件的分类，机械零件（局部 ）和机器 （总体 ）的关系；2）本课程的内容、性质和任务。2、本章难点： 除了掌握本章的基本内容外，应联系本课程的性质与特点，积极探索具有针对性的 学习方法。二、复习思考题1、机

2、器与机构的主要区别是什么？2、何谓构件？何谓零件？两者有何区别与联系？3、本课程的主要研究内容有哪些？4、根据本课程的内容、性质和特点 , 你认为在学习过程中应注意哪些问题?5、设计机器时应满足哪些基本要求？6、简述机械设计的一般程序。7、通过观察身边的机械，分析其功能与结构组成。第 3 章 轴毂联接一、本章重点、难点1、本章重点：键和花键的类型、尺寸选择和强度校核方法。2、本章难点：过盈配合联接的设计计算。二、复习思考题1、 如何选取普通平键的尺寸bx hx L?它的公称长度L与工作长度I之间有什么关 系?2、 .圆头、平头及单圆头普通平键各有何优缺点?分别用在什么场合 ?轴上的键槽是 怎样

3、加工的 ?3、普通平键联接有哪些失效形式 ?主要失效形式是什么 ?怎样进行强度校核 ?如经校 核判定强度不足时，可采取哪些措施 ?4、 当用一个平键联接而强度不足时，可否在同一段轴、 毂上采用两个或三个平键联接?它们在布置上和强度计算上有何区别?5、 平键和楔键在结构和使用性能上有何区别?为何平键应用较广 ?6、 导向平键联接与滑键联接有何异同?各在什么场合使用 ?7、花键联接和平键联接相比有哪些优缺点？&在花键联接强度计算中为什么要引入载荷分配不均系数”？它的取值范围如何？影响取值大小的主要因素是什么？如经校核判定强度不足时，可采取什么措施？9、 过盈联接的设计步骤和计算方法怎样？1

4、0、 在过盈联接的强度验算中，如果发现包容件（轮毂）的强度不足，可采取什么合 理措施？11、改善过盈联接中应力集中情况可采取哪些结构措施12、 成型联接与弹性环联接各有何特点？13、销有哪几种类型？其中哪些销已有国家标准典型例题分析A型），钢轴的直径d = 70mm，齿轮1、有一铸铁齿轮与一钢轴采用普通平键联接（轮毂的宽度为100mm，工作扭矩T=7 x 105 N mm,已知键宽b=20mm ,键高h=12mm , 轴的许用挤压应力d p=135 Mpa，齿轮的许用挤压应力d p=55 Mpa，键的许用挤压应力d p=120 Mpa，试确定键的键长。（键与轮毂的接触高度k=0.5 x h）解

5、:由键联接的挤压强度条件:2Tdh Ip，可得2Tdh p2 7 10570 0.5 12 5560.6mm由于采用普通平键联接（A型），因此，键的公称长度：L I b 60.6 20 80.6mm考虑轮毂的宽度以及键的标准长度系列，取键的长度L 90mm。2、图16-1所示为一齿轮安装在直径 d=35mm 的轴上，已知轴与齿轮材料均为 45号钢，工作时有 轻微冲击，轴传递的扭矩 T=300N.m。试选普通平键 联接并校核其挤压强度。解：由轴径d=35mm ,在标准中选取 A型普通平 键的b h 10 8，由轮毂宽度B=70mm选取键长 L 63mm。轴与齿轮材料均为 45号钢，由教材表 16

6、-1查得键联接的许用挤压应力：p120 100Mpa，取p 110Mpa。2Tdh l4Tdh(L b)4 3°° 忖 80.9Mpa35 8 (63 10)p图 16-1满足强度要求。第5章螺纹联接一、本章重点、难点1、 本章重点：一是各类不同外载荷情况下，螺栓组中各螺栓的受力分析；二是螺栓 联接的强度计算，尤其是承受轴向拉伸载荷的紧螺栓联接的强度计算。2、本章难点：承受倾覆力矩的底板螺栓组联接的设计。二、复习思考题1、常用的螺纹有哪几类？它们各有什么特点？其中哪些已标准化？2、常用的螺纹联接零件有哪些 ？螺纹联接有哪几种基本类型 ？各适用于什么场合？3、普通（受拉）螺栓

7、螺栓联接与铰制孔用螺栓联接在结构上的区别是什么？4、 螺纹联接为什么要预紧？预紧力的大小如何保证？5、 螺纹联接常用的防松方法有哪几种？它们是如何防松的？其可靠性如何？试自行设 计一种防松方案。6、 在受横向载荷的螺栓组联接中，什么情况下宜采用铰制孔用螺栓?7、什么叫螺栓刚度？什么叫被联接件刚度？在一个联接系统中，联接件与被联接件是 按照什么原则划分的？&在受倾覆力矩的螺栓组联接中，地基和螺栓的刚度各对载荷分配有什么影响？9、 受拉伸载荷作用的紧螺栓联接中，为什么总载荷不是预紧力和拉伸载荷之和？10、 紧螺栓联接的工作拉力脉动变化时，（即受预紧力又受变工作载荷时），螺栓的 总拉力是如何

8、变化的？画出单个螺栓的受力变形线图加以说明。11、 提高螺栓联接强度的措施有哪些？这些措施中哪些主要是针对静载荷？哪些主要是针对变载荷？12、 为什么有些气缸盖联接螺栓采用细腰结构的长螺栓?三、典型例题分析1、如图15-1所示，螺栓联接受横向静载荷F,螺栓的个数为4,采用M16的普通螺栓（d1=13.835， d2 =14.701， S=240MPa， Kf =1.5， f =0.2，S=1.5）。试计算该螺栓 联接所允许传递的静载荷F。iiiii i i iFF11 i 1图 15-1解:4 1.3Fdi2，得di2 s4 1.3S213.8352404 1.3 1.518502N又因F f

9、mz Kf F，所以，FF fmzKf18502 0.2 1 41.59867.8 N该螺栓联接允许传递的静载荷F 9867.8N 。2、如图15-2所示凸缘联轴器，用 4个M16六角头铰制孔用螺栓联接，其受剪螺 栓直径为d017 mm，螺栓长65mm，螺纹段长28mm。螺栓材料为 Q235钢，屈服极限S 240 MPa，联轴器材料为HT250，强度极限 b 250 MPa。联轴器传递转矩 T= 2000N- m载荷较平稳，试校核螺纹联接强度。若改用4个M16的普通螺栓连接，螺栓材料也不变，试求螺纹连接允许传递的最大转矩（结合面间的摩擦系数f 0.12，装配时控制预紧力）。附：受剪螺栓联接许用

10、切应力S2.5许用挤压应力（静载）：对钢1.5 ；对铸铁B2.5螺栓材料的屈服极限s 315MPa解:(1)螺栓的许用剪切应力24096MPa，许用挤压应力:单个螺栓所受的横向载荷：Fs2.52.5b 250p 2.52.52 2000 1000 Kl6451.6 N100MPa。2T(3)螺栓杆与孔壁挤压面的最小长度:zDh1654 15528 23 14mm(4)螺栓的剪切强度:4Fsd0m4 6451.6172 128.44MPa(5)联接的挤压强度:Fs6451627.1MPa p14 17D。T 2©15.5F0故该螺纹联接的强度满足要求。(6)改用4个M16的普通螺栓连接

11、，则应满足如下条件:设每个螺栓所受预紧力为F0，结合面间不滑动条件为T zfF02K155植，得取 Ks 1.2，并带入 z 4，f 0.12，D。紧联接螺栓仅受预紧力的强度条件为:1.3F。由手册可查得普通螺栓GB27-88 M16ca的危险剖面直径(小径)d1 13.835mm，控制预紧力时，安全系数S 1.5，故许用应力s/S 315/1.5210 MPa螺栓可承受的最大预紧力为F0一 d； 24272 n5.2允许传递的最大转矩 T 15.5Fo 15.5 24272 376216Nmm=376.216Nm由此可见，此时螺纹连接允许传递的最大转矩376.216 Nm远小于联轴器允许传递

12、的最大转矩2000Nm。故改为普通螺栓联接时不满足强度要求。3、在图15-3所示的普通螺栓联接中，螺栓的个数为 2，采用M20的螺栓（其内径 di=17.3mm），其许用拉应力150 MPa，被联接件接合面间摩擦系数 f =0.2。试计 算该联接件许可传递的载荷 F （可靠性系数Kf=1.2）。图 15-3解:1 3F由螺栓的强度条件丄学 ，得螺栓的预紧力:d； /4F d；4 1.3由联接结合面不滑移的条件217.31504 1.327108.8NF fmz K f F，得:F F fmz/ Kf27108.8 0.2 1 2/1.29036.3 N4、如图15-8所示的一钢制液压缸，缸内油

13、压（静载）2.5MPa，液压缸内径 D = 125mm , 缸盖由6个M16的螺钉联接在缸体上，螺钉材料强度级别5.8级（教材中4.6级有误），设螺钉刚度C1与缸体缸盖的刚度 C2之比为0.25，若根据联接紧密性要求，剩余预紧力 F 1.5F，求预紧力F应控制在什么范围内才能满足此联接要求？（教材题15-15）图 15-8解:1）确定螺钉性能参数螺钉性能等级为5.8级，查教材表15-2可知，B 500Mpa , s 400Mpa 。2）计算螺栓上的载荷作用在气缸盖上的最大压力单个螺栓上的工作载荷 FD2-P430679.6 5113.3N1252.530679.6N3）确定许用应力 按不控制预

14、紧力确定安全系数,查教材表15-4，取S 3，许用拉应力s 400 s133.3MPaS 34）确定预紧力由满足螺钉强度条件可以确定螺钉上的最大载荷，继而确定最大预紧力。M16的螺钉，其小径d113.835mm，螺钉的强度条件:ca1.3F。d12/4由该式可得F0d；1.3 413.8352 133.31.3 415414.7N 。预紧力 FF051 F 15414.7 0.2 5113.3 14392N 。C1 C2在满足强度要求的情况下，预紧力最大值为14392N，而此时剩余预紧力为:F F 2 F 143920.8 5113.310301.4NC1 C2按题目要求，最小剩余预紧力 Fm

15、in 1.5F 1.5 5113.3 7670N，因FFmin ,故满足要求。按最小剩余预紧力的要求，螺栓上预紧力的最小值应为：F F52 F 1.5F 俎 F 2.3F 2.3 5113.3 11760.6N，由此C1 C2G 4 C1可得预紧力F应控制在11760.6N14392N范围内才能满足此联接要求。第6章带传动本章重点、难点1、本章重点：从本质上了解带传动的工作原理，带传动工作情况的分析一节是本章的重点。2、本章难点：带的弹性滑动和打滑。二、 复习思考题1、在相同条件下，为什么 V带比平带的传动能力大？2、 什么叫带轮的基准直径 ？已知大、小带轮基准直径为 D2、Di,中心距为a,

16、试推 导带的基准长度Ld的计算公式。3、 为什么普通 V带截面角为40°，而其带轮的槽形角常制成34°、36°或38° ? 什么情况下用较小的槽形角 ？4、 带的紧边拉力和松边拉力的大小取决于什么？它们之间有什么关系？5、 何谓带传动的弹性滑动及打滑？是什么原因引起的？对传动的影响如何？二者的性 质有何不同？6、带传动在什么情况下才发生打滑？打滑发生在大轮上还是小轮上 ？刚开始打滑前,紧边拉力与松边拉力有什么关系 ？7、带传动的设计准则是什么？在带传动正常工作时，其紧边拉力与松边拉力的比值在什么范围内？&带传动工作时，带内应力变化情况如何 ？b

17、max产生在什么位置？由哪些应力组成？9、 带传动的主要失效形式是什么 ？单根V带所能传递的功率是根据什么准则确定的？10、带轮多用哪些材料制造 ？选择材料时应考虑哪些因素 ？在制造带轮时有哪些要求 ？11、 安装带传动时，为什么要把带张紧？常用的张紧装置有哪几种 ？在什么情况下使 用张紧轮？装在什么地方？三、典型例题分析1、一 V带传动传递的功率 P = 7.5kW，带速v= 10m/s,测得紧边拉力是松边拉力 的两倍，即F1=2F2,试求紧边拉力 F1、有效拉力Fe和预紧力Fo。解：因 P Fe v，所以，Fe P/v 1000 7.5/10 750N又因FeF1F2,F1 2F2,故f2

18、Fe750NF12F22 7501500NF0(F1F2)/2(1500750)/21125N2、单根普通V带传递的最大功率 P-4.82 kw，小带轮基准直径 D1=180mm，大带轮基准直径 D2=400mm ,n 1 =1450r/min，小轮包角152 ° ,带和带轮的当量摩擦数 fv=0.25,试确定带传动的有效圆周力F、紧边拉力F1和初拉力F。解：带的速度:D1 rh180 1450 一 “ ,v1 113.66m/s60 1000 60 1000有效圆周力：F 1000P/v1000 4.82/13.66352.9N带传动正常工作情况下：FF1F2352.9N带传动处于

19、临界状态时：F1F2efvF2e0.25( 152/180)1.94F由上两式可得：f2352.9/0.94375.4N10由此可得紧边拉力：F1352.9 375.4728.3N初拉力：F0 (F1 F2)/2(728.3 375.4)/2551.9N3、某带传动，主动轮所能传递的最大扭矩 Ti 70000N mm，已知D1 200mm，Fo 800N ,求Fi, F2。如将该带传动改在 P问能否正常工作?解：12kW，ni1450r/min的情况下工作,1）求有效圆周力Fe2TiDi2 70000200700N2)求紧边拉力、松边拉力Fe700F1 F08001150N22F2 F0 旦

20、800 700450N2 23)在 P 12kW，m1450r/min的情况下工作时，产生的阻力矩T 9550103-9550n103上145079000N mm由于T 79000N mm>70000N mm，故带传动不能正常工作。第7章链传动一、本章重点、难点1、本章重点：链传动的运动特性分析和链传动的设计计算。2、本章难点：链传动的运动特性分析。二、复习思考题1、 与带传动相比，链传动有哪些优缺点？2、 为什么在一般情况下，链传动的瞬时传动比不是恒定的？在什么条件下是恒定的？3、 影响链传动速度不均匀性的主要参数是什么？4、 链速v一定时，链轮齿数z的多少和链节距 p的大小对链传动的

21、动载荷有何影响？5、 链传动的主要失效形式有哪几种？设计准则是什么？6、 链传动的额定功率曲线是在什么条件下得到的，在实际使用中要进行哪些项目的 修正？7、为什么大链轮的齿数 Z2不能太多（Z2maxW 120）?试说明其理由。&为什么链节距P是决定链传动承载能力的重要参数？根据什么条件来确定它的大小？9、 链传动发生脱链的主要原因有哪些？10、 链传动为什么要适当张紧 ？常用哪些张紧方法？如何适当控制松边的下垂度 ？三、典型例题分析1、已知某单排套筒滚子链传动，采用12A （节距p=19.05mm）滚子链，主动链轮齿数Z1=19，从动链轮齿数 Z2=76，链速 v=6m/s，中心距

22、a 900mm，工况系数 Ka 1.2，问该链传动能传递的功率为多少？解：因平均链速Vzm pm / a故小链轮的转速：601000 “ fn160000V60000 6 .Z1P994.6r / min19 19.05链节数：Lp2aZ1Z2斗aZ2Z1)22 900197619.05(76 19)2 143 2p2219.052900 (2)143.2，取链节数Lp144节。小链轮齿数系数Kz 1.0，链长系数心（土严1.1 ,100多排链系数Kp1.0。查教材图13-14 ,得该滚子链在标准实验条件下的额定功率Po 17KW，在实际工况条件下，链传动所能传递的功率:P P°Kz

23、KlKp/Ka 17 1 1.1 1/1.215.58KW2、已知Z-! 25 , z2 75 , n1 800r/min的套筒滚子链传动，可传递功率P 20kW。如果用同样的链，z2不变，用减少z1的办法来使n2 200r/min。试确定 这时可以传递多大功率？Kz解：当z1 25， z2 75时，传动比i由教材表13-10查得当n21.08 z 25 1.08 (石)200r/mi n 时,由教材表13-10查得Kz1.345。n2/ z1 1.08尿)800 , 4，200/191.08由此得z1Z27518.75，取 z119。41.0。此时，该链传动所传递的功率为:P 0P 1Kz3

24、、设计一均匀载荷输送机使用的链传动。1200r/min，电动机轴径 D=40mm，传动比为 水平布置。其中已知电动机的功率 P=12kW，转速为4,传动中心距不小于 600，并且已知其为2014.87kW1.345解：采用滚子链传动，其具体设计步骤如下:1）选择链轮点齿数 Z1、z2假定链速v=3 : 8m/s，由表13-9选取小链轮齿数Z1=21 ;则从动链轮齿数Z2=i Z1=4 2仁842）计算功率PcaPea KAP 1 12 12 kW3）确定链条链节数Lp先初定中心距为a。40p，则链节数为Lp2 玄 Z1 Z2P 22 a02 40pP21 84221)2 p)40 P=135.

25、02节，这里取 Lp 136节4）确定链条的节距由图13-14按小链轮转速估计，链工作是在功率曲线顶点左侧，所以可能出现链板疲劳破坏。由表13-10查得小链轮齿数系数Kz (旦严冃严1.111919Kl (Lp)0.26 (136)0.26 1.08100 100选取单排链，由表13-11查得多排链系数Kp=1，所以所需传递的功率为P0pCa1210.01 kW1.11 1.08 1根据小链轮的转速n1=1200r/min以及功率F0 10.01kW，由图13-14选链号为10A单排链。同时也证实了原先估计链工作在额定功率曲线的顶点左侧时正确的。再查表13-1查得链节距 p 15.875 mm

26、。5）确定链长L及中心距aLpP100010002.159 mZ2Z1)2宁）花宁8（ 2坐75 (13642184)2(136 2184)2 8 (84 21)22 2816mm中心距减小量a (0.002: 0.004) a (0.002 : 0.004) 8161.632: 3.2646) 验算链速v60 10001200 21 15.87560 10006.6675 m/s 6.67 m/s与原假设相符。7）计算作用在轴上的压轴力 有效圆周力P12Fe 100010001799v6.67按照水平布置取压轴力系数Kfp=1.15，故压轴力为Fp KFpFe 1.15 17992069N1

27、5第 8 章 齿轮传动一、本章重点、难点1、本章重点：渐开线直齿圆柱齿轮设计计算以及轮齿受力分析和齿轮强度计算方法。2、本章难点：如何针对不同条件恰当地确定设计准则和选用相应的设计数据。二、复习思考题1、齿轮传动常见的失效形式有哪几种？目前已针对哪两种失效形式建立了实用的 强度计算公式？2、根据齿轮的工作特点，对轮齿材料的力学性能有何基本要求?选择齿轮材料的原则是什么？为什么小齿轮的材料一般要选得比大齿轮好些（或小齿轮的齿面硬度选得比 大齿轮的大）？3、有哪些因素影响齿轮实际承受载荷的大小?它们是怎样影响的？又如何减少它们的影响？4、齿轮强度设计准则是根据什么确定的?有哪些准则？为什么？5、一

28、对标准圆柱齿轮传动中， 大、小齿轮的齿面接触应力是否相等？齿根弯曲应力 是否相等？为什么？为了使大、小齿轮的齿面接触强度和齿根弯曲强度皆相等，则应满 足什么条件？6、什么是斜齿轮、锥齿轮的当量齿轮？当量齿轮有何作用？7、如何确定斜齿圆柱齿轮及直齿锥齿轮传动中，主、从动齿轮所受的力（Ft、 Fr 及Fa）的方向、大小及作用位置 ？8、 与直齿轮传动强度计算相比，斜齿轮传动的强度计算有何不同之处?9、在作齿轮结构设计时， 什么情况下应把小齿轮与轴做成齿轮轴？为什么圆柱齿轮 传动中要把小齿轮的齿宽人为地加大一些？三、 典型例题分析1、图9-2所示图示两级斜齿圆柱齿轮减速器。已知齿轮？的螺旋线方向和

29、山 轴的转向，齿轮 2的参数 mn=3mm， Z2=57, 3=14o,齿轮3的参数 mn=5mm , Z3=21。求：1）为使n轴所受轴向力最小，齿轮 3应是何旋向？在 b图上标出齿轮2和3轮齿 的旋向；2）在b图上标出齿轮2和3所受各分力的方向；3） 如果使n轴的轴承不受轴向力，则齿轮3的旋转角 區应取多大植？（忽略摩擦 损失）解：1）根据 山轴转向n3,在图9-3中标出？轴的转向ni和n轴的转向n2。而齿轮2 的旋向应和齿轮 1 的旋向相反为右旋。 根据主动轮左、 右手定则判断齿轮 1 的轴向力 Fa1 向左，所以齿轮2的轴向力Fa2的方向向右。为使 n轴所受轴向力最小，则齿轮 3的轴

30、向力方向应和Fa2相反，即Fa3的方向向左。根据 口轴的转向和轴向力 Fa3的方向，用主 动轮左、右手定则可以判断齿轮 3 的旋向也是右旋。由此可以看出：当一根轴上有两个轮（包括蜗杆在内），且一轮为主动，另一轮为从动时，若使轴向力抵消一部分，则两 轮的旋向应相同。2）因为2轮是从动轮，3轮是主动轮，根据从动轮的圆周力和转向相同，主动轮的 圆周力和转向相反判断圆周力的方向；根据径向力指向各自的轴心的原则判断径向力的 方向。将各力的方向在啮合点上画出，如图9-3所示。图9-23）若使口轴轴承不受轴向力，则Fa2|Fa3 ,而 Fa2 Ft2 tan 2,Fa3Ft3 tan 3，所以 Ft2 ta

31、n 2Ft3 tan 3。略去摩擦损失，由转矩平衡条件得:Ft2d 22F d3厂t3tan 3Ft2tan ?/Ft3d? tan 22所以，tan 2(mn3z3/cos 3)/(mn2z2 / cos 2)sin 3 sin 2 (mn3Z3)/(mz?)得nsin 140(5 12)/(3 57)0.148558032 34即为使n轴轴承不受轴向力，则齿轮3的螺旋角 色应取为8o32'34"°图9-32、一卷扬机传动系统如图9-4所示，已知被提升重物的质量Q=5KN，卷筒直径D=300mm，直齿圆锥齿轮传动 Zi=16，Z2=49，m=4mm，恫=0.3 ;

32、斜齿圆柱齿轮传动 Z3=20 , Z4=121 , mn=6mm，电动机转速 ni=720r/min，由轴 n至卷筒的传递效率 n=0.91，试求：1 )重物上升的速度 V、卷筒的转矩T和匀速提升重物时的卷筒的功率 P;2) 提升重物时，n轴上圆锥齿轮2所受的力的大小和方向；3) 若要求n轴的两轮轴向力相互抵消，齿轮3螺旋线方向应如何取？B角应等于多少？解：1 )总传动比 i n 1 / n z2z4 /z1z3 49 121 /16 20 18.53卷筒转速n n1 / i720/18.5338.86r / min重物上升时的速度为：VDn /(601000)(30038.86)/(60 1

33、000)0.61mm/s卷筒转矩为：T QD /25300/2750 N m匀速提升重物时，卷筒功率为：P Tn/9550 750 38.86/9550 3.05KW提升重物时，圆锥齿轮 2所受各力方向见图 9-5所示。轴 n转矩 T1 T/(z4/z3)750/(121 /20 0.91)137.2N m图9-52) 圆锥齿轮 2 平均直径 dm2 (1 0.5 R)d2 (1 0.5 0.3) 4 49 166.6mm 其分度圆锥角2 arctan z2 乙arctan(49/16) 71055轮 2 受力 Ft2 2T1 /dm2 2 137200/166.6 1635NFr2 Ft2t

34、an cos 2 1635 tan 200 cos71°55 184.7NFa2Ft2tansin 2 1635 tan 200 sin71055565.7N3) 斜齿轮3螺旋线方向应取右旋。欲使轴n上两轮轴向力相互抵消，要求Fa2 Fa3 , 则 Fa3 Ft3 tan2T /(mnz3 / cos ) tan2T /(mnz3) sin Fa2故 sin(mnz3Fa2)/2T(6 20 565.7)/(2 137200) 0.247414019 233、设计一由电动机驱动的一般机器使用的闭式单级圆柱齿轮传动。已知主动轮的 输入功率为12kW，小齿轮的转速为1460r/min，齿

35、数比为4,对称布置，工作平稳，预 计工作寿命为15年(设每年工作 300天)，两班制，工作状态平稳。解：1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 选用直齿圆柱齿轮传动。(2) 由于该齿轮传动用于一般机械传动，故选用7级精度。(3) 材料选择。按表 9-6选择小齿轮材料为 40Cr (调制)，齿面硬度为270HBS，大齿轮材料为 45钢(调制)齿面硬度为230HBS，二者的材料的硬度差为40HBS。(4) 由于为软齿面传动，故选小齿轮的齿数Z1=24 ;则大齿轮的齿数为 z2=96o(5) 按齿面接触疲劳强度设计按式(9-43 )进行计算，即d1t32KtT1 u 1. ZhZe.2确定公式

36、内的各个计算参数数值(a) 试选载荷系数 Kt=1.6(b )计算小齿轮传递的扭矩47.85 10 N mmT 9550 -9550 12000n1460(c) 由表9-12查得齿宽系数 d 1.0(d)由表9-10查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa12(e) 由图9-34按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 600 MPa ;大齿轮的接触疲强度极限Hiim2 550 MPa(f) 计算两齿轮的应力循环次数9N1 = 60n 1jLh 60 1460 1 (2 8 300 15)6.307 10N2= NJ 1.577 109(g) 由图9-35查得接触疲劳寿命系数Zn1

37、=0.90，Zn2=0.95(h) 按照接触疲劳强度许用应力计算取失效概率为1%，安全系数为Sh=1，由式(9-44)得H1 Zn1 Hlim1 0.90 600540 MPaShH2 Zn2 Hlim2 0.95 550522.5 MPaSh(i)当为标准直齿轮20o时，区域系数Zh=2.5计算(a)计算小齿轮分度圆直径d1t,代入h 中较小的值d1t32K" u 1(ZhZe)2 d U ( h)2 1.00 7.85 104V1-(25 189.8)24522.554.50mm mm54.50 146060 10004.166 m/s(b) 计算圆周速度vv60 1000(c)

38、 计算齿宽bb d d1t 1 54.50 54.50mm(d) 计算齿宽与齿高之比b/h模数mt dit/乙 54.50/24 2.27mm齿高 h 2.2时 2.25 2.27 5.108mmb/h 54.50/5.108 10.670(e) 计算载荷系数由表9-7查得使用系数 Ka=1 ;根据v=4.166m/s, 7级精度，由图9-31查得动载系数 Kv=1.13;直齿轮，假设 KAFt/b<100N/mm。由表9-8查得KHKF1.2 ；由表9-9查得7级精度，对称布置时，Kh1.313由b/h=10.670, Kh =1.313，查图9-32得的 心 =1.26，故载荷系数9

39、-48 ）得66.05 mmK KaKvKh Kh 1 1.13 1.2 1.313 1.78(f) 按实际载荷系数校正所计算的分度圆直径，由式(d1 d1t 3 . K / Kt 54.50 ' .1.78 /1(g )计算模数mm d1 / Z|66.05/ 24 2.75 mm(6) 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为:确定公式内的各参数数值(a)由图9-37查得小齿轮的接触疲劳强度极限Flim1500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限Fiim2380MPa ；(b)由图9-38查得弯曲疲劳寿命系数YN1 =0.84，YN2 =0.88(c)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安

40、全系数&=1.4，由式(9-47)得F】1Yn1 F lim1 0.84 500300 MPaSf1.4YN 2 F Iim2 0.88 380f】2238.86MPaSF1.4(d) 计算载荷系数K KaKvKf Kf 1 1.13 1.2 1.261.71(e) 查取齿形系数YFa由表 9-11 查得 YFa1 =2.65, YFa2=2.19。(f) 应力修正系数YSa2.19 1.785238.860.016366由表 9-11 查得 YSa1=1.58, Y.a2 =1.785。(g)计算大、小齿轮的YFaYsa并比较其大小fYFa1YSa1F】12.65 1.580.013

41、957300YFa2Ysa2F 2大齿轮的数值大。设计计算2KT1 YFaYSa1 dZ2 f42 1.71 7.85 101 2420.0163662.00 mm对照计算结构，由齿面接触疲劳强度计算所的的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳 强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.00,按照接触强度算得的分度圆直径d1 66.05,算出小齿轮的齿数Z1大齿轮的齿数虫66匹33m 2z233 4 132这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳

42、强度,并且结构紧凑，避免了浪费。（7）几何计算（1）计算分度圆直径d! zm 33 2.00 66 mmd2z2m 132 2.00 264mm 计算中心距a (di d2)/2 (66 264)/2 165mm(3)计算齿轮宽度b d 41 6666 mm取 B2=70mm， B1=75mm(8) 验算Ft2T1a2 7.85 104662378.79N36.04 N/mm，合理。a）双级圆柱齿轮减速器b)图9-6圆锥-圆柱齿轮减速器KaR 1 2378.79 b66（9）结构设计及绘制齿轮零件图（略）3、在图9-6所示的双级圆柱齿轮和圆锥 -圆柱齿轮减速器中，已知输入轴I的转向, 试确定齿

43、轮3、4的螺旋线方向，使中间轴n上两齿轮的轴向力方向相反，并画出中间轴 n上两齿轮所受各力的方向。（教材题9-14）解：1）双级圆柱齿轮减速器由轴I的转向可以判断出轴n的转向，如图9-7a）所示。因齿轮1为右旋，所以齿轮2应为左旋。由轴n的转向以及齿轮2的旋向，用左手法则可以判断出齿轮2的轴向力方向，齿轮3的轴向力方向与齿轮 2相反；主动齿轮1上圆周力的方向应与啮合点圆周速度 的方向相反，齿轮 2的圆周力方向与其圆周速度的方向相同；两轮的径向力各自指向各自 的轮心，如图9-7a）所示。2）圆锥-圆柱齿轮减速器由轴I的转向可以判断出轴H的转向，如图 9-7b）所示。锥齿轮1的轴向力指向其大 端，

44、该力与锥齿轮 2的径向力互为作用与反作用力；齿轮2的轴向力同样指向其大端，该力与锥齿轮1的径向力互为作用与反作用力；主动齿轮1上圆周力的方向应与啮合点圆周速度的方向相反，齿轮 2的圆周力方向与其圆周速度的方向相同，如图9-7b）所示。b)图9-7第9章蜗杆传动一、本章重点、难点1、本章重点：蜗杆传动的主要参数及其选择，蜗杆传动的受力分析。2、本章难点：蜗杆传动的强度计算和热平衡计算。二、复习思考题1、蜗杆传动有何优缺点？为什么说多头蜗杆传动有发展趋势 ？蜗杆传动的效率是不是 只能较低而不能提得较高 ？你能指出提高蜗杆传动效率的途径吗 ？2、 蜗杆传动的传动比如何计算 ？它是否等于蜗杆和蜗轮的节

45、圆直径之比？为什么？3、 与齿轮传动相比较，蜗杆传动的失效形式有何特点？为什么？4、如何较恰当的选择蜗杆传动的传动比、蜗杆头数？5、为什么要把蜗杆的分度圆直径规定为标准值？6、蜗杆分度圆柱的导程角对蜗杆传动的啮合效率有何影响？7、何谓蜗杆传动的中间平面 ？试阐述普通圆柱蜗杆传动中间平面上的齿廓形状和啮合关系。中间平面上的参数在蜗杆传动计算中有何重要意义？&如何进行蜗杆传动的受力分析 ？力的方向如何确定？9、试根据图10-1所示的斜齿圆柱齿轮-蜗杆传动中各轴的回转方向，标明蜗杆的旋 向及蜗杆、蜗轮在啮合点 P上的作用力的方向。图 10-110、 在进行蜗杆传动的承载能力计算时，为什么只考

46、虑蜗轮？在什么情况下，需要进 行蜗杆刚度的计算？11、与齿轮传动相比，为什么说蜗杆传动平稳，噪声低 ？12、为什么对蜗杆传动要进行热平衡计算？计算原理是什么？当热平衡不满足要求 时，可采取什么措施？三、典型例题分析1、图10-4所示开式蜗杆一斜齿圆柱齿轮传动。已知蜗杆主动，螺旋方向为右旋， 大齿轮4的转向如图所示。试在图中画出：(1) 蜗杆的转向；(2) 使n轴上两轮的轴向力抵消一部分时，齿轮3、4螺旋线方向；(3) 蜗轮2和齿轮3的受力图。解：(1) 蜗杆的转向为顺时针方向。(2) 为使n轴上两轮的轴向力抵消一部分，齿轮3的螺旋线方向为右旋，齿轮 4 的螺旋线方向为左旋。(3) 蜗轮2和齿轮

47、3的受力如图10-5所示。图 10-4Fr3Ft31:Fa3Fr2亠Ft2 |2 丨丨 1图 10-52、设计一个闭式蜗杆传动。已知其由电机驱动，载荷平稳，单向工作，输入功率为7.5kW，转速为960r/min，传动比为 2=20，要求寿命 Lh为15000h。解：1) 选择蜗杆传动类型根据GB/T10085 88，选择渐开线蜗杆(ZI)。2) 选择材料并确定许用应力蜗杆采用45钢，蜗杆螺旋部分表面淬火，齿面硬度为45： 55HRC。蜗轮齿圈采用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，砂模铸造，轮心用铸铁HT150，采用齿圈配合式结构。3) 选择蜗杆的头数z1和蜗轮的齿数z2根据传动比i=20 ,取zi

48、=2，则z2iz 2 20 404) 按照齿面接触疲劳强度进行设计计算根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按照齿面接触疲劳强度进行设计，在按照齿根弯曲疲劳强度进行校核。按式(10-16)进行蜗轮齿面接触强度设计m3d1 9KT2( Ze )2Z2【h(1)确定作用在蜗轮上的转矩T2估取效率 =0.8，则9500 厶n29550Pm /i1295507500 0.8960/201193750 N mm(2) 确定载荷系数因为工作载荷较平稳，故取载荷分布不均匀系数K =1；由表10-3选取使用系数Ka=1 ;由于转速不高，冲击不大，可取动载系数Kv=1.05 ;则K Ka KKv 1 1 1.05 1.

49、05(3) 确定弹性影响系数 Ze因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa1/2(4) 确定许用接触应力h根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，砂模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，从表10-5查得蜗轮的基本许用应力 0H180MPa。应力循环次数9607N 60jn 2Lh 60 1150004.32 1020寿命系数Zn1074.32 1070.833H ZN 0H 0.833 180 149.94 150MPa计算mHm3d195(9 1.05 119375016040 1505040由表 10-1 查得，m=8mm, di=80mm。(6)计算中心距d2=m x

50、 z2=320mma 0.5(d1 d2)200 mm5) 蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸1) 蜗杆轴向齿距 Pa 25.133 ；直径系数 q=10 ；齿顶圆直径 da1=96，齿根圆直径df1=60.8;分度圆导程角11°18'36"，蜗杆轴向齿厚为 Sa 12.5664。2) 蜗轮蜗轮齿数Z2=39 ;变位系数X2=0.5;此时的传动比为z.Z139 19.5，此时的传动比误差为2.5%，基本满足要2求。蜗轮分度圆直径d2mz28 39 312mm蜗轮喉圆直径da2d2 2ha23128 328mm蜗轮齿根圆直径d2 2hf 23121.2 8 292.8 m

51、m蜗轮咽喉母圆半径rg2a 2da225032886 mm6) 校核齿根弯曲疲劳强度 弯曲强度校核公式为当量齿数Zv2哇叫2 Yd1d2mfZ23cos39(cos11o18,36")341.36变位系数X2=0.5,当量齿数 乙2 =41.36，从图10-12查得齿形系数 YFa2=2.12。11 31o螺旋角系数Y 1 o 1- 0.9192140o140o许用弯曲应力 f 0fYn由表10-7查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本需用弯曲应力0f 56MPa。寿命系数Yn1064.32 1070.6581f 0F Yn =56 0.6581=36.853MPa153严丫尸玄? Yd|d2m2.12 0.919218.716 MPa<=36.853MPa1.53 1.05 119375080 312 8强度满足要求。7）精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动用于一般机械传动中，并且传动速不高，转速也不是很高，故从GB/T10089 1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089 1988，然后参照相关手册查得要求的公差项目及表面 粗糙度。8）热平衡计算略。9）绘制工作图略。第10章滑动轴承一、本章重点、难点1、本章重点：轴瓦材料及其选用；非液体润滑滑动轴