《机械设计》复习

1、机械设计3-1 材料的疲劳特性材料的疲劳特性第三章第三章 机械零件的强度机械零件的强度rNrrNKNN0m 极限应力：极限应力： r 、 rN P22寿命系数：寿命系数：mNNNK0 变应力的五个特征参数（变应力的五个特征参数（ m、a、max、min、r）及）及 其关系，其中只有两个参数是独立的。其关系，其中只有两个参数是独立的。 P22 变应力与静载荷、变载荷的关系。变应力与静载荷、变载荷的关系。工程上通常采用简易画法将工程上通常采用简易画法将等寿命曲线等寿命曲线以直线来近似替代以直线来近似替代3-2 机械零件的疲劳强度计算机械零件的疲劳强度计算零件的极限应力图零件的极限应力图 疲劳安全区

2、疲劳安全区屈服安全区屈服安全区第第 四四 章章 摩擦、磨损及润滑概述摩擦、磨损及润滑概述 第五章第五章 螺纹连接和螺旋传动螺纹连接和螺旋传动5-1 螺纹螺纹 螺纹设计计算题螺纹设计计算题 计算螺栓小径时，精确到小数点后第三计算螺栓小径时，精确到小数点后第三位，即使是零也要圈上！位，即使是零也要圈上！不允许取不允许取3.14！普通螺纹分粗牙和细牙，一般用粗牙普通螺纹分粗牙和细牙，一般用粗牙 。1、普通螺纹、普通螺纹 普通螺纹普通螺纹(三角形螺纹三角形螺纹) 2、 矩形螺纹矩形螺纹 3、梯形螺纹、梯形螺纹4、锯齿形螺纹、锯齿形螺纹5、圆柱管螺纹、圆柱管螺纹 以以管的内径管的内径为为公称直径公称直径

3、。 6、圆锥螺纹、圆锥螺纹 知道知道、外径（大径）、外径（大径）d 在标准中称在标准中称公称直径。公称直径。、内径（小径）、内径（小径）d1 在强度计算中，作为危险截面的计在强度计算中，作为危险截面的计算直径）。算直径）。二、螺纹的主要参数二、螺纹的主要参数 、中径、中径d2 、螺距、螺距P、导程、导程S、线数、线数n S = n P 知道知道5-2 螺纹连接的基本类型及标准连接件螺纹连接的基本类型及标准连接件一、螺纹连接的基本类型一、螺纹连接的基本类型1、螺栓连接、螺栓连接 2、 双头螺柱连接双头螺柱连接 3、螺钉连接、螺钉连接4、紧定螺钉连接、紧定螺钉连接 应用场合？应用场合？ P64-6

4、5螺纹连接在装配时必须预先拧紧，称为螺纹连接在装配时必须预先拧紧，称为紧连接紧连接。5-3 螺纹连接的预紧螺纹连接的预紧 5-4 螺纹连接的防松螺纹连接的防松防松的方法很多，就其工作原理，可分为三类：防松的方法很多，就其工作原理，可分为三类： 摩擦防松摩擦防松 、 机械防松机械防松 、破坏螺纹副关系的、破坏螺纹副关系的永久防松永久防松。螺纹连接防松的实质是螺纹连接防松的实质是防止螺纹副的相对转动防止螺纹副的相对转动。 防松措施防松措施 P71受拉螺栓受拉螺栓（普通螺栓）（普通螺栓）受剪螺栓受剪螺栓（铰制孔用螺栓）（铰制孔用螺栓）5-5 螺栓组连接的设计螺栓组连接的设计 一、螺栓组连接的结构设计

5、一、螺栓组连接的结构设计 、连接接合面的几何形状常设计成、连接接合面的几何形状常设计成轴对称的简单几何形状轴对称的简单几何形状。 当螺栓连接承受弯矩和扭矩时，应使螺栓的位置靠近连接当螺栓连接承受弯矩和扭矩时，应使螺栓的位置靠近连接 接合面的边缘，以减少螺栓的受力。接合面的边缘，以减少螺栓的受力。、 螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。螺栓的布置应使各螺栓的受力合理。 受受力力合合理理 受受力力不不合合理理 铰制孔螺栓，在铰制孔螺栓，在平行于平行于载荷方向不要成排载荷方向不要成排地地布置布置8个以上的个以上的 螺栓，螺栓，以免载荷分布过于不均。以免载荷分布过于不均。 、 螺栓的排列应有合理的间距和边

6、距。螺栓的排列应有合理的间距和边距。 布置螺栓时，各螺栓轴线间及螺栓轴线和机体壁间的最小布置螺栓时，各螺栓轴线间及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应按扳手所需的活动空间的大小来决定。距离，应按扳手所需的活动空间的大小来决定。 对压力容器等紧密性要求较高的重要连接，螺栓的间距对压力容器等紧密性要求较高的重要连接，螺栓的间距 不得大于推荐的数值。不得大于推荐的数值。 0t、 分布在同一圆周上的螺栓数目，应取分布在同一圆周上的螺栓数目，应取4、6、8等偶数；同等偶数；同 一螺栓组中各螺栓的材料、尺寸均应相同，以便于互换、一螺栓组中各螺栓的材料、尺寸均应相同，以便于互换、 加工、拆装，且经济。加工、拆装

7、，且经济。、 避免螺栓承受偏心载荷。避免螺栓承受偏心载荷。、横向载荷用普通螺栓连接、横向载荷用普通螺栓连接 连接靠接合面间的摩擦力平衡外载荷，螺栓只受预紧力。连接靠接合面间的摩擦力平衡外载荷，螺栓只受预紧力。每个螺栓所需的预紧力为每个螺栓所需的预紧力为F0 ，根据力平衡有，根据力平衡有FKzifFs0由此得预紧力由此得预紧力F0 为：为：fziFKFS0（5-9）二、螺栓组连接的受力分析二、螺栓组连接的受力分析、横向载荷用铰制孔螺栓连接、横向载荷用铰制孔螺栓连接 受拉螺栓受拉螺栓（普通螺栓）（普通螺栓）受剪螺栓受剪螺栓（铰制孔用螺栓）（铰制孔用螺栓）受拉螺受拉螺栓、受栓、受剪螺栓剪螺栓的传力的

8、传力方式方式P74-752、受旋转力矩、受旋转力矩T 的螺栓组连接的螺栓组连接 、受旋转力矩用普通螺栓组连接、受旋转力矩用普通螺栓组连接f F0 f F0 、受旋转力矩用铰制孔螺栓组连接、受旋转力矩用铰制孔螺栓组连接3、受轴向载荷受轴向载荷F 的螺栓组连接的螺栓组连接 设螺栓数目为设螺栓数目为z，则作用在单个，则作用在单个螺栓上的轴向载荷螺栓上的轴向载荷F 即为：即为： zFF（5-14）2FmF2minpmaxp4、受倾覆力矩、受倾覆力矩M 的螺栓组连接的螺栓组连接 1、仅承受预紧力的仅承受预紧力的紧螺栓连接紧螺栓连接 0F0FFF二、紧螺栓连接的强度计算二、紧螺栓连接的强度计算 设计式为：

9、设计式为： ）（mmFd3 . 140114、仅受预紧力作用的紧螺栓连接，在计算时、仅受预紧力作用的紧螺栓连接，在计算时 可只按拉伸强度计算，并将预紧力增大可只按拉伸强度计算，并将预紧力增大30%， 其原因是考虑（其原因是考虑（ 拉伸和扭转的联合作用拉伸和扭转的联合作用 ）。）。13、对于普通螺栓连接，在拧紧螺母时，螺栓所受的载荷、对于普通螺栓连接，在拧紧螺母时，螺栓所受的载荷 是是(拉力和扭矩拉力和扭矩 )。受拉螺栓受拉螺栓（普通螺栓）（普通螺栓）受受拉螺拉螺栓、栓、受剪受剪螺栓螺栓的主的主要破要破坏形坏形式及式及设计设计准则准则P792、承受预紧力和工作拉力（、承受预紧力和工作拉力（轴向载

10、荷轴向载荷）紧螺栓连接）紧螺栓连接2D1D汽缸盖的螺栓连接汽缸盖的螺栓连接 拉伸强度条件拉伸强度条件3 .14212dFca（5-33）设计式设计式：3 . 1421Fd 受横向工作载荷时，常采用受横向工作载荷时，常采用铰制孔用螺栓连接铰制孔用螺栓连接。 螺栓杆与孔壁间无间隙。螺栓杆与孔壁间无间隙。3、承受工作剪力的紧螺栓连接、承受工作剪力的紧螺栓连接螺栓杆的剪切强度条件为螺栓杆的剪切强度条件为 ：420mdFppLdFmin0螺栓杆的挤压力度条件为螺栓杆的挤压力度条件为 ：5-7 螺栓连接件的材料及其许用应力螺栓连接件的材料及其许用应力 螺纹连接件的许用螺纹连接件的许用拉拉应力应力: sS

11、（5-37）受剪螺栓受剪螺栓（铰制孔用螺栓）（铰制孔用螺栓）NFCCCFFmbb10800108090005400102105 . 0105 . 0900066602NFFF5400540010080211 1、某一受轴向力的紧螺栓联接，已知螺栓刚度、某一受轴向力的紧螺栓联接，已知螺栓刚度C C1 1=0.5=0.510106 6N/mmN/mm，被联接件刚度，被联接件刚度C C2 2=2=210106 6N/mmN/mm，螺，螺栓预紧力栓预紧力F F0 0=9000N=9000N，螺栓受工作载荷，螺栓受工作载荷F=5400NF=5400N，求螺栓所受，求螺栓所受的总拉力的总拉力F F2 2及

12、被联接件之间的残余预紧力及被联接件之间的残余预紧力F F1 1。解：解：残余预紧力：残余预紧力：2 2、如图所示为一螺栓联接的力、如图所示为一螺栓联接的力变形图。若保证残余预紧力变形图。若保证残余预紧力F F1 1的大小等于其预紧力的大小等于其预紧力F F0 0的一半。试求该联接所能承受的最大工的一半。试求该联接所能承受的最大工作载荷和螺栓所受的总拉力。作载荷和螺栓所受的总拉力。 解：解：F F1 1=F=F0 0/2 F/2 F2 2=F=F1 1+F +F F F2 2=F=F0 0+C+Cb bF/(CF/(Cb b+C+Cmm)=2F)=2F1 1+F/2 F+F/2 F1 1+F=2

13、F+F=2F1 1+F/2 +F/2 F=2FF=2F1 1=F=F0 0 F F2 2=3F/2=3F=3F/2=3F0 0/2=3F/2=3F1 1不讲不讲mbbCCC3 3、图示为一汽缸盖螺栓联接。已知汽缸内径、图示为一汽缸盖螺栓联接。已知汽缸内径D=200mmD=200mm，最大，最大工作压力工作压力p = 2 MPap = 2 MPa，缸盖与缸体用，缸盖与缸体用8 8个螺栓联接，螺栓相对刚个螺栓联接，螺栓相对刚度度 =0.8 =0.8，要求螺栓残余预紧力，要求螺栓残余预紧力F F1 1为螺栓最大工作载荷为螺栓最大工作载荷F F的的1.51.5倍，试求：倍，试求： 1 1）单个螺栓所受

14、总拉力）单个螺栓所受总拉力F F2 2的大小；的大小； 2 2）单个螺栓所受预紧力）单个螺栓所受预紧力F F0 0为多少？为多少？ 3 3）若采用性能等级为）若采用性能等级为4.64.6的螺栓，计算螺栓小径。的螺栓，计算螺栓小径。( (取安全因取安全因数数S=1.0)S=1.0)N62800N2420014. 3422pDFmbbCCC MPa5 . 1240Ss 2 .14mm16014. 3196003 . 1443 . 121Fd解：解：1 1、螺栓总拉力、螺栓总拉力F F2 2的大小的大小（1 1）汽缸盖最大载荷：）汽缸盖最大载荷：（2 2）螺栓工作载荷）螺栓工作载荷 F= 62800

15、 / 8 N=7850NF= 62800 / 8 N=7850N；（3 3）残余预紧力）残余预紧力F F1 1 F F1 1=1.5F=1.5F， F F1 1=1.5=1.57850N=11775N7850N=11775N（4 4）螺栓总拉力）螺栓总拉力F F2 2的大小：的大小：F F2 2=F=F1 1+F=2.5F=2.5+F=2.5F=2.5* *7850N=19600N7850N=19600N；2 2、 螺栓预紧力螺栓预紧力F F0 0 F F2 2=F=F0 0+F+F，F=F=F=0.8F=0.8* *7850N=6280N7850N=6280N，F0= F2-F=19600-

16、F0= F2-F=19600-6280N=13320N6280N=13320N；160 MPa160 MPamm3 3、性能等级为、性能等级为4.64.6的螺栓，屈服极限：的螺栓，屈服极限：ss=400=4000.60.6240 MPa240 MPa， 许用应力：许用应力： 计算螺栓尺寸：计算螺栓尺寸：1、如图示，卷筒与齿轮用普通螺栓连接在一起（螺栓个数、如图示，卷筒与齿轮用普通螺栓连接在一起（螺栓个数 ），轴），轴不旋转，卷筒与齿轮在轴上旋转。已知卷筒所受旋转力矩不旋转，卷筒与齿轮在轴上旋转。已知卷筒所受旋转力矩 螺栓分布直径螺栓分布直径 ，卷筒与齿轮接合面间摩擦系数，卷筒与齿轮接合面间摩擦

17、系数 ，防滑系数防滑系数 ，螺栓材料的屈服极限，安全系数，螺栓材料的屈服极限，安全系数S=3。试设计该螺栓组。试设计该螺栓组的螺栓小径的螺栓小径 。 8zmmNT710mmD500012. 0f2 . 1SK1d解：设螺栓受预紧力解：设螺栓受预紧力0F、计算螺栓所需预紧力、计算螺栓所需预紧力 0FNzfDTKFS5000050012. 08102 . 122700TKDzfFS200、计算许用应力：、计算许用应力： MPaSs1003300、计算螺栓小径、计算螺栓小径 mmFd768.28100500003 . 143 . 14011d2、如图所示，拉杆螺纹连接，已知拉杆所受载荷、如图所示，拉

18、杆螺纹连接，已知拉杆所受载荷F=56kN，拉杆材料，拉杆材料Q235的许用应力的许用应力 ，试设计该，试设计该拉杆螺纹的拉杆螺纹的小径小径 。 1d解：拉杆螺纹连接为松连接，则解：拉杆螺纹连接为松连接，则螺纹螺纹小径小径 aMP95 mmFd396.279510564431 平键的两侧面是工作面，上平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂键槽底面间有间隙，表面与轮毂键槽底面间有间隙，工作时靠轴槽、键及毂槽的侧面工作时靠轴槽、键及毂槽的侧面受挤压来传递转矩。受挤压来传递转矩。、平键连接、平键连接工作面第六章第六章 键、花键、无键连接和销连接键、花键、无键连接和销连接6-1 键连接键连接普通普通平键的主

19、要用途平键的主要用途、半圆键连接、半圆键连接键的侧面为工作面，键的上表面与毂槽底面间有间隙，键的侧面为工作面，键的上表面与毂槽底面间有间隙，工作工作时靠其侧面的挤压来传递扭矩。时靠其侧面的挤压来传递扭矩。 楔键的上下面为工作面楔键的上下面为工作面。 、楔键连接、楔键连接 、切向键连接、切向键连接 两个楔键沿斜面拼合后两个楔键沿斜面拼合后相互平行的上、下两面为工作面相互平行的上、下两面为工作面。1、键的选择、键的选择 二、键的选择和键连接的强度计算二、键的选择和键连接的强度计算 尺寸选择：尺寸选择：键的主要尺寸为键的剖面尺寸键的主要尺寸为键的剖面尺寸 （键的宽度（键的宽度b键高键高h表示）与长度

20、。表示）与长度。 键的剖面尺（键的剖面尺（b及高度及高度 h）按）按轴径轴径d从标准中查得从标准中查得,长度长度L按轮毂长度从标准中查得，按轮毂长度从标准中查得， 但应比轮毂长略短些。但应比轮毂长略短些。P105 2、平键连接的强度计算、平键连接的强度计算 平键连接平键连接(静连接静连接) ：主要失效形式是键、轴槽、和毂槽主要失效形式是键、轴槽、和毂槽三者中强度最弱的三者中强度最弱的工作面被压溃工作面被压溃。极。极个别情况也有键被剪断。个别情况也有键被剪断。一般键的一般键的强度最弱。强度最弱。第八章第八章 带传动带传动 8-1 概概 述述 带传动常用于中心距大，传动比要求不高，功率不大的高带传

21、动常用于中心距大，传动比要求不高，功率不大的高速级传动。速级传动。 摩擦传动。常用摩擦传动。常用V带传动带传动8-2 带传动工作情况分析带传动工作情况分析 一、带传动的受力分析一、带传动的受力分析而带的紧、松边拉力之差就是带传递的而带的紧、松边拉力之差就是带传递的有效圆周力有效圆周力F Fe e 。、由紧边和松边拉力产生的应力、由紧边和松边拉力产生的应力 三、三、带传动的应力分析带传动的应力分析 、由带弯曲产生的应力、由带弯曲产生的应力 带轮直径越小，带越厚，弯曲应力愈大。带轮直径越小，带越厚，弯曲应力愈大。 、由离心力产生的应力、由离心力产生的应力离心力引起的拉应力作用在带的全长上，且各处大

22、小相等离心力引起的拉应力作用在带的全长上，且各处大小相等。 带中各截面上的应力大小，如用自该处所作的径向线带中各截面上的应力大小，如用自该处所作的径向线(即把应力即把应力相位转相位转90)长短可画成如图所示的应力分布图。可见，带在工长短可画成如图所示的应力分布图。可见，带在工作中所受的应力是变化的，最大应力由紧边进入小带轮处。作中所受的应力是变化的，最大应力由紧边进入小带轮处。 最大应力由紧边进入小带轮处，其值为最大应力由紧边进入小带轮处，其值为 max=1+c+b1 在一般情况下，弯曲应力最大，离心应力较小。离心应力在一般情况下，弯曲应力最大，离心应力较小。离心应力随带速的增加而增加。随带速

23、的增加而增加。 显然处于变应力状态下工作的传动带，当应力循环次数达显然处于变应力状态下工作的传动带，当应力循环次数达到某一值后，到某一值后， 带将发生疲劳破坏。带将发生疲劳破坏。 （8-11）最大应力点：紧边进入小带轮处。最大应力点：紧边进入小带轮处。带传动的弹性滑动和打滑现象带传动的弹性滑动和打滑现象 8-3 普通普通V带传动的设计计算带传动的设计计算 带传动的主要失效形式是带传动的主要失效形式是打滑打滑和和带的疲劳破坏带的疲劳破坏。 因此，带传动的因此，带传动的设计准则设计准则是：是： 设计准则：设计准则：在保证带工作时不打滑的条件下，具有一定的在保证带工作时不打滑的条件下，具有一定的 疲

24、劳强度和寿命疲劳强度和寿命。 带传动的设计计算带传动的设计计算8-4 V带轮的设计带轮的设计 在自由状态下，在自由状态下，普通普通V带两侧带两侧面间的夹角是面间的夹角是40，而带在带，而带在带轮上弯曲时，由于截面形状的轮上弯曲时，由于截面形状的变化使带的楔角变小变化使带的楔角变小(如右图所如右图所示示)，为使带与槽接触良好，轮，为使带与槽接触良好，轮槽角必须与之相适应，就规定：槽角必须与之相适应，就规定：普通普通V带轮槽角为带轮槽角为32、34、36、38。 8-5 V带的张紧、安装与防护带的张紧、安装与防护滚子链接头形式滚子链接头形式第九章第九章 链传动链传动9-1 链传动的特点及应用链传动

25、的特点及应用 9-2 传动链的结构特点传动链的结构特点分类？按链条用途不同分，分类？按链条用途不同分，应用场合？应用场合？165过渡链节过渡链节 过渡链节连接过渡链节连接当链节数为奇数时当链节数为奇数时, 需用一个过渡链节需用一个过渡链节,如图所示。如图所示。 由于过渡链节的弯链板工作时受到附加弯曲应力，其强度由于过渡链节的弯链板工作时受到附加弯曲应力，其强度仅为通常链节的仅为通常链节的80%左右，故左右，故设计时应尽量避免奇数链节。设计时应尽量避免奇数链节。 3、链与轮啮合的基本参数、链与轮啮合的基本参数链的链的节距节距p，滚子外径，滚子外径d1，内链节宽度内链节宽度b1，排距排距pt（多排

26、）。（多排）。 链条上相邻销轴的中心距链条上相邻销轴的中心距 称为称为节距节距 p，它是链传动的主要参数。它是链传动的主要参数。滚子链的标记为滚子链的标记为 链号链号 排数排数链节数链节数 标准代号标准代号 例如：例如： A系列滚子链，链节距系列滚子链，链节距p=25.4 mm，双排，链节数，双排，链节数88， 则其标记方法为：则其标记方法为：16A-288 GB/T 1243 2006 4、 滚子链的标准滚子链的标准链节距链节距p等于等于链号乘以链号乘以25.4mm/16 9-4 链传动的工作情况分析链传动的工作情况分析9-3 滚子链轮的结构和材料滚子链轮的结构和材料 链传动的瞬时传动比链传

27、动的瞬时传动比coscos122112RRi特殊情况：只有在特殊情况：只有在z1=z2(D1=D2)、a =np 时（时（=），）， i 恒等于恒等于1。链链传动的传动比与链条绕在链轮上的多边形特征有关，故将传动的传动比与链条绕在链轮上的多边形特征有关，故将这种这种瞬时传动比的变化等现象称为瞬时传动比的变化等现象称为链传动多边形效应链传动多边形效应。换言之换言之，只有在，只有在 i=1 ，且传动的中心距恰为链节数的整数倍时，且传动的中心距恰为链节数的整数倍时，传动比才能在全部啮合过程中保持不变。传动比才能在全部啮合过程中保持不变。链传动的动载荷链传动的动载荷链链传动的传动比与链条绕在链轮上的多

28、边形特征有关，故将传动的传动比与链条绕在链轮上的多边形特征有关，故将这种这种瞬时传动比的变化等现象称为瞬时传动比的变化等现象称为链传动多边形效应链传动多边形效应。链传动的失效形式、计算准则链传动的失效形式、计算准则张紧目的张紧目的链传动瞬时传动比是变量，其平均传动比是常数链传动瞬时传动比是变量，其平均传动比是常数。10-1 概述概述一、齿轮传动的主要特点一、齿轮传动的主要特点第十章第十章 齿轮传动齿轮传动二、分类二、分类 1、 按齿轮传动的工作条件分：开式、半开式和闭式传动。按齿轮传动的工作条件分：开式、半开式和闭式传动。 2、按齿面硬度分：、按齿面硬度分： 软齿面（硬度软齿面（硬度350HB

29、S）和）和 硬齿面硬齿面(硬度硬度350HBS)齿轮传动。齿轮传动。 10-2 齿轮传动的失效形式和设计准则齿轮传动的失效形式和设计准则一、齿轮传动的主要失效形式一、齿轮传动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。轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形。开式和闭式传动主要失效形式？开式和闭式传动主要失效形式？二、齿轮传动的设计准则二、齿轮传动的设计准则1 1、闭式软齿面齿轮、闭式软齿面齿轮(350 HBS)传动传动 易发生齿面点蚀而失效。易发生齿面点蚀而失效。故通常先按故通常先按齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度进进行行设计设计，然后，然后校核校核齿根弯曲疲劳强

30、度齿根弯曲疲劳强度。 2、闭式硬齿面齿轮、闭式硬齿面齿轮( 350 HBS) 传动传动3、开式（半开式）齿轮传动、开式（半开式）齿轮传动 开式（半开式）齿轮传动开式（半开式）齿轮传动的主要失效形式是齿面磨损，而的主要失效形式是齿面磨损，而且在轮齿磨薄后往往会发生轮齿折断。故目前多是且在轮齿磨薄后往往会发生轮齿折断。故目前多是按按齿根弯曲齿根弯曲疲劳强度疲劳强度进行进行设计，设计，并考虑并考虑磨损的影响磨损的影响将将模数适当增大模数适当增大。10-3 齿轮的材料及其选择原则齿轮的材料及其选择原则对齿轮材料性能的基本要求对齿轮材料性能的基本要求齿面应有较强的抗点蚀、抗磨损和较高的抗胶合能力齿面应有

31、较强的抗点蚀、抗磨损和较高的抗胶合能力， 而而齿齿轮的齿轮的齿根根应有较高的抗折断能力，应有较高的抗折断能力， 即要求：即要求：齿面硬、齿芯韧齿面硬、齿芯韧。 金属软齿面齿轮，金属软齿面齿轮，在确定大小齿轮硬度时应注意使在确定大小齿轮硬度时应注意使小齿轮小齿轮的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高30一一50HBS或更多或更多。 易发生轮齿折断而失效，故通常易发生轮齿折断而失效，故通常先按先按齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度进进行行设计设计，然后，然后校核校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度。 这是因为小齿轮受载荷次数比大齿轮多，且小齿轮齿根较这是因为小齿轮受载荷次数比大

32、齿轮多，且小齿轮齿根较薄为使两齿轮的轮齿接近等强度，小齿轮的齿面要比大齿轮薄为使两齿轮的轮齿接近等强度，小齿轮的齿面要比大齿轮的齿面硬一些。的齿面硬一些。 当速度较高时，小齿轮齿面对大齿轮的齿面有一定的冷作当速度较高时，小齿轮齿面对大齿轮的齿面有一定的冷作硬化效应，因此大齿轮的许用接触疲劳强度值可提高硬化效应，因此大齿轮的许用接触疲劳强度值可提高20%。 但应注意硬度高的齿面，但应注意硬度高的齿面，Ra也要相应的减小。也要相应的减小。10-4 齿轮传动的计算载荷齿轮传动的计算载荷P192即即 Fca= KFn (K为载荷系数为载荷系数) （10-1） K = KAKvKK （10-2）KA 原

33、动机及工作机的性能对轮齿实际所受载荷大小的影响，原动机及工作机的性能对轮齿实际所受载荷大小的影响，一、使用系数一、使用系数 KA Kv是考虑由于齿轮及安装的不精确，以及受载后还要是考虑由于齿轮及安装的不精确，以及受载后还要产生弹性变形，而引入的系数。产生弹性变形，而引入的系数。二、动载系数二、动载系数 Kv三、啮合齿对间载荷分配系数三、啮合齿对间载荷分配系数 K K大小取决于大小取决于： 载荷大小载荷大小、啮合刚度啮合刚度、制造误差、修缘。、制造误差、修缘。四、齿向载荷分布不均系数四、齿向载荷分布不均系数 K 考虑齿向载荷集中对轮齿强度的影响考虑齿向载荷集中对轮齿强度的影响10-5 标准直齿圆

34、柱齿轮的强度计算标准直齿圆柱齿轮的强度计算21ttFF21nnFF21rrFF方向：方向：Ft 主反主反(受阻力受阻力)，从同从同(受驱动力受驱动力)（相对于转速的方向）（相对于转速的方向） Fr 指向各自轮心指向各自轮心受力分析：受力分析：39、直齿圆柱齿轮作接触强度计算时取、直齿圆柱齿轮作接触强度计算时取节点节点处的接触应力为计处的接触应力为计算依据，其载荷由算依据，其载荷由一对轮齿一对轮齿承担。承担。齿形系数，齿形系数，只与齿廓形状有关只与齿廓形状有关，而与模数无关。，而与模数无关。FaY小的齿轮抗弯强度高。FaYFSaFatFbmYYKF齿根弯曲疲劳强度的设计公式齿根弯曲疲劳强度的设计

35、公式32112FdSaFazYYKTm齿根弯曲疲劳强度的校核公式齿根弯曲疲劳强度的校核公式 YSa 载荷作用于齿顶时，计及齿根过渡圆角处应力集中作用载荷作用于齿顶时，计及齿根过渡圆角处应力集中作用的的应力校正系数应力校正系数。 （10-9a） 设计公式设计公式（10-8a） 校核公式校核公式15 . 21HtEHuubdKFZ注意的问题：注意的问题： 两齿轮的齿面接触应力是相等的两齿轮的齿面接触应力是相等的，即，即H1 = =H2许用接触应力许用接触应力 H 不同，将小的代入，不同，将小的代入，1232. 211HEdZuuKTd3齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 10-6 齿轮传动的

36、设计参数，许用应力与精度选择齿轮传动的设计参数，许用应力与精度选择弯曲疲劳极限应力图中的弯曲疲劳极限应力图中的FE为脉动循环应力的极限应力，为脉动循环应力的极限应力， 若为若为对称循环应力时，对称循环应力时，则极限应力值降为则极限应力值降为脉动应力的脉动应力的70% 。 一、轮齿的受力分析（在节点分析）一、轮齿的受力分析（在节点分析）10-7 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算主动轮主动轮轴向力方向：左、右手定则。轴向力方向：左、右手定则。从动轮轴向力方向：从动轮轴向力方向：Fa1=Fa2。圆周力圆周力Ft 的判断的判断主反从同主反从同。径向力。径向力Fr 方向指向轮

37、心。方向指向轮心。10-8 标准圆锥齿轮传动的强度计算标准圆锥齿轮传动的强度计算轮齿的轮齿的受力分析受力分析圆周力方向：圆周力方向：主反从同主反从同；径向分力方向：指向各自轮心；径向分力方向：指向各自轮心；轴向分力方向：分别指向大端。轴向分力方向：分别指向大端。 21212t1 raartFFFFFF锥齿轮强度计算：齿宽中点处当量齿轮锥齿轮强度计算：齿宽中点处当量齿轮锥齿轮的强度等同于锥齿轮的强度等同于1、右图为二级斜齿圆柱齿轮减速器，已知主动轮、右图为二级斜齿圆柱齿轮减速器，已知主动轮1的螺旋角及的螺旋角及转向，为使装有齿轮转向，为使装有齿轮2和齿轮和齿轮3的中间轴的轴向力较小，请作图的中间

38、轴的轴向力较小，请作图标出各齿轮啮合点处的作用力（分别用标出各齿轮啮合点处的作用力（分别用 表示），表示），并确定并确定2、3、4齿轮的螺旋方向。齿轮的螺旋方向。traFFF，习题习题10-1 试分析图示各齿轮所受的力，并试分析图示各齿轮所受的力，并标注其余斜齿轮的合理标注其余斜齿轮的合理旋向。旋向。 第十一章第十一章 蜗杆传动蜗杆传动11-1 蜗杆传动的类型蜗杆传动的类型11-2 普通圆柱蜗杆传动的主要参数及几何尺寸计算普通圆柱蜗杆传动的主要参数及几何尺寸计算蜗杆的直径系数：蜗杆的直径系数：mdq1（11-1）121221ddzznni 蜗杆传动传动比：蜗杆传动传动比： 为了限制滚刀数目并便

39、于滚刀的标准化，国标对每种标准为了限制滚刀数目并便于滚刀的标准化，国标对每种标准模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d1 。 通常蜗杆为主动件。通常蜗杆为主动件。蜗杆传动正确啮合条件？蜗杆传动正确啮合条件？243中间平面中间平面24311-311-3普通圆柱蜗杆传动的承载能力计算普通圆柱蜗杆传动的承载能力计算248 248 一、蜗杆传动的失效形式、设计准则及常用材料一、蜗杆传动的失效形式、设计准则及常用材料蜗杆传动的失效形式蜗杆传动的失效形式 点蚀，齿根折断、齿面胶合、过度磨损。点蚀，齿根折断、齿面胶合、过度磨损。2、设计准则设计准则开式开式多发生齿面磨损及轮齿

40、折断多发生齿面磨损及轮齿折断 应以保证齿根的弯曲强度作为开式的设计准则。应以保证齿根的弯曲强度作为开式的设计准则。闭式闭式多发生齿面胶合或点蚀多发生齿面胶合或点蚀设计准则为接触疲劳强度，设计准则为接触疲劳强度， 校核弯曲疲劳强度，热平衡计算。校核弯曲疲劳强度，热平衡计算。 强度计算对象为涡轮强度计算对象为涡轮二、二、蜗杆传动的受力分析蜗杆传动的受力分析力的方向判别力的方向判别 径向力：径向力： Fr 指向各自的轴线（中心）指向各自的轴线（中心） 圆周力：圆周力： Ft 主反从同主反从同 轴向力：轴向力： Fa1 蜗杆左右手螺旋定则蜗杆左右手螺旋定则。圆周力圆周力: :21atFF21taFF轴

41、向力轴向力: : 径向力径向力: : 21rrFF主动轮从动轮作用力与反作用力关系主动轮从动轮作用力与反作用力关系: :2 2、图示为斜齿圆柱齿轮、图示为斜齿圆柱齿轮蜗杆传动，主动齿轮转动方向和齿蜗杆传动，主动齿轮转动方向和齿的旋向如图，设要求蜗杆轴的轴向力为最小时，试画出蜗轮的的旋向如图，设要求蜗杆轴的轴向力为最小时，试画出蜗轮的转向和作用在轮齿上的力（以三个分力表示），并说明蜗轮轮转向和作用在轮齿上的力（以三个分力表示），并说明蜗轮轮齿螺旋线方向。齿螺旋线方向。 解答：解答：如图所示为二级蜗杆传动，已知主动蜗杆如图所示为二级蜗杆传动，已知主动蜗杆1为螺旋线方向和转为螺旋线方向和转向。请作图

42、标出各蜗杆蜗轮啮合点处的作用力（分别用向。请作图标出各蜗杆蜗轮啮合点处的作用力（分别用 表示），并确定蜗杆表示），并确定蜗杆3、蜗轮、蜗轮2和和4的螺旋方向。（注：要的螺旋方向。（注：要求蜗轮求蜗轮2与蜗杆与蜗杆3的轴向力方向相反）的轴向力方向相反），raFFtF11-5 普通圆柱蜗杆传动的效率、润滑及热平衡计算普通圆柱蜗杆传动的效率、润滑及热平衡计算一、蜗杆传动的效率一、蜗杆传动的效率 闭式蜗杆传动的功率损耗包括三部分：齿面间啮合摩擦损耗、闭式蜗杆传动的功率损耗包括三部分：齿面间啮合摩擦损耗、蜗杆轴上轴承的摩擦损耗和搅动箱体内润滑油的溅油损耗。蜗杆轴上轴承的摩擦损耗和搅动箱体内润滑油的溅油损

43、耗。蜗杆传动的总效率为：蜗杆传动的总效率为：321二、蜗杆传动的润滑二、蜗杆传动的润滑 三、蜗杆传动的热平衡计算三、蜗杆传动的热平衡计算 由于蜗杆传动的传动效率低，工作时发热量大，在闭式由于蜗杆传动的传动效率低，工作时发热量大，在闭式蜗杆传动中，如果产生的热量不能及时散逸，油温将不断升蜗杆传动中，如果产生的热量不能及时散逸，油温将不断升高，使润滑油稀释，从而导致齿面磨损加剧，甚至发生胶合。高，使润滑油稀释，从而导致齿面磨损加剧，甚至发生胶合。所以所以对闭式蜗杆传动，对闭式蜗杆传动，要根据单位时间内的发热量要根据单位时间内的发热量1 1等于同等于同时间内的散热量时间内的散热量2 2的条件，的条件

44、，进行热平衡计算进行热平衡计算，以保证油温在，以保证油温在规定的范围内。规定的范围内。第十三章第十三章 滚动轴承滚动轴承13-2 滚动轴承的主要类型及其代号滚动轴承的主要类型及其代号 13-1 概述概述一、滚动轴承的主要类型、性能与特点一、滚动轴承的主要类型、性能与特点 二、滚动轴承的代号二、滚动轴承的代号309 1 1、基本代号、基本代号1 调心球轴承调心球轴承3 圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承5 推力球轴承推力球轴承6 深沟球轴承深沟球轴承7 角接触球轴承角接触球轴承51、滚动轴承接触角越大，承受、滚动轴承接触角越大，承受 轴向轴向 载荷的能力也越大载荷的能力也越大。2、内径代号：、内径代号：

45、右起一二位（数字）右起一二位（数字） d = 10, 12, 15, 17mm 时，时， 代号代号 00 01 02 03 d = 20 480mm 时时 d = 代号代号5(mm)轴承内径是指轴承内圈的内径，常用轴承内径是指轴承内圈的内径，常用 d 表示表示3、直径系列代号：、直径系列代号： 基本代号基本代号右起第三位数字右起第三位数字 0 9 4、宽度系列代号：、宽度系列代号： 基本代号基本代号右起第四位数字右起第四位数字 0 9 （多数轴承（多数轴承0不标注：正常宽）不标注：正常宽）直径系列代号和直径系列代号和宽度系列代号统称为宽度系列代号统称为尺寸系列代号尺寸系列代号5、公差等级代号：

46、、公差等级代号： 精度高精度高 低低公差等级公差等级 2 4 5 6 6x 0代号代号 /P2、/P4、/P5、/P6、/P6x、/P0 0为普通等级为普通等级 普通等级可省略标注普通等级可省略标注 6、游隙代号：、游隙代号：代号：代号： /C1、 /C2、 、 /C3、 /C4、 /C51组组 2组组 0组组 3组组 4组组 5组组游隙小游隙小 大大0为常用的游隙组别为常用的游隙组别 在轴承代号中不标出在轴承代号中不标出 13-3 滚动轴承类型滚动轴承类型的的选择选择13-4 滚动轴承的工作情况滚动轴承的工作情况13-5 滚动轴承尺寸的选择滚动轴承尺寸的选择一、滚动轴承的失效形式及基本额定寿

47、命一、滚动轴承的失效形式及基本额定寿命1、失效形式：、失效形式： 疲劳点蚀（主要）、塑性变形、磨粒磨损、胶合。疲劳点蚀（主要）、塑性变形、磨粒磨损、胶合。2、滚动轴承的计算准则、滚动轴承的计算准则3、寿命、寿命 轴承在点蚀破坏前所经历的转数轴承在点蚀破坏前所经历的转数(以以 106 为单位为单位)或小时数或小时数称为轴承的寿命。称为轴承的寿命。4、基本额定寿命、基本额定寿命 按一组轴承中按一组轴承中10%的轴承发生点蚀破坏，而的轴承发生点蚀破坏，而90%的轴承不的轴承不发生点蚀破坏前的转数发生点蚀破坏前的转数(以以 106 为单位为单位)或小时数作为轴承的基本或小时数作为轴承的基本额定寿命。额

48、定寿命。 对于具有基本额定动载荷对于具有基本额定动载荷C的轴承，当它受到的当量动载荷的轴承，当它受到的当量动载荷P恰好为恰好为C时，基本额定时，基本额定寿命就是寿命就是106r。三、滚动轴承寿命的计算公式三、滚动轴承寿命的计算公式48、滚动轴承基本额定动载荷所对应的基本额定寿命是（、滚动轴承基本额定动载荷所对应的基本额定寿命是（ ）。）。r710A、B、r7105 . 2C、r610CD、r610549、当转速较低、同时受径向载荷和轴向载荷，、当转速较低、同时受径向载荷和轴向载荷，要求便于安装要求便于安装时时，宜选用（，宜选用（ ）。）。 A、深沟球轴承、深沟球轴承 B、圆锥滚子轴承、圆锥滚子

49、轴承 C、角接触球轴承、角接触球轴承 D、推力球轴承、推力球轴承B48、B改错改错PCfnLth60106（13-5）（13-6）161060htLnfPC滚动轴承的滚动轴承的当量动载荷当量动载荷）（arPYFXFfP(13-8)五、角接触轴承和圆锥滚子轴承的五、角接触轴承和圆锥滚子轴承的 径向载荷径向载荷Fr与轴向载荷与轴向载荷Fa的计算的计算2dF1dFaeF 派生轴向力的方向与外派生轴向力的方向与外加轴向力方向一致的轴承加轴向力方向一致的轴承标为标为2号号轴承，另一轴承，另一端端标为轴承标为轴承1。、派生轴向力的方向与派生轴向力的方向与外加轴向力外加轴向力方向一致的轴承标为方向一致的轴承

50、标为2号号 轴承，另一端标为轴承，另一端标为1号轴承。号轴承。、通过、通过计算、分析，计算、分析，判断哪个轴承被判断哪个轴承被“压紧压紧”，哪个轴承被，哪个轴承被“放松放松”。 按给定公式计算派生轴向力，方向：外圈宽边指向窄边。按给定公式计算派生轴向力，方向：外圈宽边指向窄边。、被被“压紧压紧” 的轴承所受的轴向力则等于：除去本身派生的的轴承所受的轴向力则等于：除去本身派生的轴向力外，其余各轴向力的代数和。轴向力外，其余各轴向力的代数和。 被被“放松放松” 的轴承所受的轴向力等于本身派生的轴向力的轴承所受的轴向力等于本身派生的轴向力。计算题计算题3、滚动轴承组合结构如下图所示，采用一对、滚动轴

51、承组合结构如下图所示，采用一对7206C轴承；已知：轴承；已知： ， ， ，载荷系数，载荷系数 ，派生轴向，派生轴向力力 ；两轴承判断系数均为；两轴承判断系数均为 ，当，当 时，时，X=1，Y=0； 时，时，X=0.44，Y=1.2。、求当量动载荷、求当量动载荷P，、判断哪个、判断哪个轴承是危险轴承。轴承是危险轴承。NFae500NFr11001NFr240022 . 1pfrdeFF 46. 0eeFFra/eFFra/解：解：、求当量动载荷、求当量动载荷P、派生轴向力：、派生轴向力：NFFrd506110046. 046. 011、轴承的轴向力：、轴承的轴向力：NFFrd110424004

52、6. 046. 0221216041104500ddaeFNFF轴承轴承1被压紧，轴承被压紧，轴承2被放松。被放松。NFFFaeda160421）被压紧，则（如果轴承aedaFFF122NFFda110422、求当量动载荷、求当量动载荷 轴承轴承1：eFFra458. 11100/1604/11X1=0.44 ，Y1=1.2，轴承轴承2：eFFra46. 02400/1104/22X2=1，Y2=0。计算题计算题3、滚动轴承组合结构如下图所示，采用一对、滚动轴承组合结构如下图所示，采用一对7206C轴承；已知：轴承；已知： ， ， ，载荷系数，载荷系数 ，派生轴向，派生轴向力力 ；两轴承判断系

53、数均为；两轴承判断系数均为 ，当，当 时，时，X=1，Y=0； 时，时，X=0.44，Y=1.2。、求两轴承的当量动载荷、求两轴承的当量动载荷P，、判断哪个轴承是危险轴承。判断哪个轴承是危险轴承。NFae500NFr11001NFr240022 . 1pfrdeFF 46. 0eeFFra/eFFra/解：解：、求当量动载荷、求当量动载荷PNFFFaeda160421NFFda110422X1=0.44 ，Y1=1.2，X2=1，Y2=0，、求当量动载荷、求当量动载荷 NFYFXfParp56.2890)16042 . 1110044. 0(2 . 1)(11111NFYFXfParp2880

54、)024001 (2 . 1)(22222、P1P2 ，所以轴承，所以轴承1是危险轴承。是危险轴承。计算题计算题4、轴承组合结构如下图所示，采用一对、轴承组合结构如下图所示，采用一对30204轴承；派生轴向轴承；派生轴向力力 ；受力如图，；受力如图， 载荷系数载荷系数 ，两轴承判断系数均为，两轴承判断系数均为 ，当，当 时，时，X=1，Y=0； 时，时，X=0.4，Y=1.7。、求两轴承的当量动载荷、求两轴承的当量动载荷P，、判断哪个轴承是危、判断哪个轴承是危险轴承。险轴承。2 . 1pfeFFra/解：解：、求当量动载荷、求当量动载荷P4 . 3/rdFF NFae500NFr10001NFr450238. 0eeFFra/、派生轴向力：、派生轴向力：NFFrd12.2944 . 3/10004 . 3/11NFFrd35.1324 . 3/4504 . 3/22、轴承的轴向力：、轴承的轴向力：1235.63235.132500ddaeFNFF轴承轴承1被压紧，轴承被压紧，轴承2被放松。被放松。NFFFdaea35.63235.13250021NFFda35.13222、求当量动载荷、求当量动载荷 轴承轴承1：eFFra632. 01000/35.632/11X1=0.