机械设计总复习

1、2021/8/61机械设计总复习机械设计总复习三基：三基：基本知识、基本理论、基本技能三线三线：力学线、工艺线、经济线第一篇 总论2021/8/62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。 2021/8/63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

2、。2021/8/64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：原动机部分原动机部分传动部分传动部分执行部分执行部分润滑、显示、照明等辅助系统润滑、显示、照明等辅助系统控制系统控制系统传感器传感器传感器2021/8/65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。2021/8/66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

3、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。2021/8/67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q 避免在预定寿命期内失效的要求q 结构工艺性要求q 经济性要求q 质量小的要求q 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）。 2021/8/68机械零件的计算准则1机械零件的设计

4、准则w 强度准则 刚度准则 寿命准则 振动稳定性准则w 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。 2021/8/69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。 常规设计方法常规设计方法：2021/8/610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： ISOGB JB、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

5、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。 2021/8/611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s sm平均应力；平均应力； s sa应力幅应力幅s smax最大应力；最大应力； s smin最小应力最小应力r 应力比（循环特性）应力比（循环特性）2minmaxmsss2minmaxasssmaxminssr描述规律性的交变应力可有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。个参数，但其中只有两个参数是独立的。r = -1对称循环应力对称循环应

6、力r=0脉动循环应力脉动循环应力r=1静应力静应力 2021/8/612疲劳曲线材料的疲劳特性机械零件的疲劳大多发生在机械零件的疲劳大多发生在s sN曲线的曲线的CD段，可用下式描述：段，可用下式描述：)(DCmrNNNNCNs)DrrNNN （ssD点以后的疲劳曲线呈一水平线，点以后的疲劳曲线呈一水平线，代表无限寿命区其方程为：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：CNN0mrmrNss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

7、定。二、二、 s sN疲劳曲线疲劳曲线0mrNrrNNKNsss 0mrNrNNsssN疲劳曲线2021/8/613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）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机械零件材料的疲劳特性除用s sN曲线表示外曲线表示外，还可用等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。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。在工程应用中，常将等寿命曲线用直线来近似替代。用用AC折线折线表示零件材料的极限应力线图是其中一种近似方法。表示零件材料的极限应力线图是

8、其中一种近似方法。A直线的方程为：ma1sssssmasssC直线的方程为：0012ssss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，0.10.2，对于合金钢，0.20.3。2021/8/614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，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。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以弯曲疲劳极限的综合影响系数表示材料对称循环弯曲

9、疲劳极限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与零件对称循环弯曲疲劳极限-1e的比值，即的比值，即e11sssK 将零件材料的极限应力线图将零件材料的极限应力线图中的直线中的直线ADG 按比例向下移，按比例向下移，成为右图所示的直线成为右图所示的直线ADG，而极，而极限应力曲线的限应力曲线的 CG 部分，由于是部分，由于是按照静应力的要求来考虑的，故按照静应力的要求来考虑的，故不须进行修正。这样就得到了零不须进行修正。这样就得到了零件的极限应力线图。件的极限应力线图。 2021/8/615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二、单向

10、稳定变应力时的疲劳强度计算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。),(amss计算安全系数及疲劳强度条件为：SSamammaxmaxcassssss2021/8/6162021/8/617摩 擦2第四章 摩 擦一、 种滑动摩擦状态. 干摩擦干摩擦 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

11、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。 2021/8/618摩 擦3摩 擦混合摩擦混合摩擦 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。 2021/8/619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

12、可分为三个阶段，即： 磨合阶段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 2021/8/620磨 损2F磨粒磨损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。F粘附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。F疲劳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

13、生的材料疲劳所引起的磨损。磨损类型 F腐蚀磨损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。2021/8/621润滑剂、添加剂和润滑方法q 润滑油润滑油q 润滑脂润滑脂q 固体润滑剂固体润滑剂粘度的种类有：动力粘度、运动粘度、条件粘度等。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。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：工程中常用运动粘度，单位是：St(斯斯)或或 cSt(厘斯厘斯)，：动植物油、矿物油、合成油动植物油

14、、矿物油、合成油。：润滑油：润滑油+ +稠化剂稠化剂：石墨、二硫化钼、聚四氟乙烯等。：石墨、二硫化钼、聚四氟乙烯等。2021/8/622螺纹的类型与特点2一、一、普通普通螺纹的主要参数螺纹的主要参数大径大径d即螺纹的公称直径。小径小径d1常用于联接的强度计算。中径中径d2常用于联接的几何计算。螺距螺距P螺纹相邻两个牙型上对应点间的 轴向距离。牙型角牙型角a a螺纹轴向截面内，螺纹牙型两 侧边的夹角。升角升角 螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线 的平面间的夹角。线数线数n螺纹的螺旋线数目。导程导程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。升角的计算式为：22arctanarcta

15、ndnPdS 第二篇第二篇 联接联接 第五章第五章 螺纹联接螺纹联接2021/8/623联接类型与标准件1二、螺纹联接的基本类型二、螺纹联接的基本类型 、螺螺栓栓联联接接1、双双头头螺螺柱柱联联接接2、螺螺钉钉联联接接3、紧紧定定螺螺钉钉联联接接42021/8/624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。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

16、需要拧紧，使之在承受工作载荷之前，预先受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。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。对移动。 注意：对于重要的联接，应尽可能不采用直径过小注意：对于重要的联接，应尽可能不采用直径过小(M12)的螺栓。的螺栓。v 预紧力：预紧力：v 预紧的目的：预紧的目的：v 预紧力的控制：预紧力的控制：v 预紧力和预紧力矩之间的关系：预紧力和预紧力矩之间的关系：dFT02 . 0

17、 2021/8/625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摩擦防松、机械防机械防松松及其他的防松方法。 2021/8/626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塑性变形和螺杆的疲劳断裂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剪断或螺栓杆和孔壁的贴合面被压溃。栓杆和孔壁的贴合面被压溃。 ss4/

18、21dF 2021/8/627螺纹联接的强度计算2 2仅受预紧力的紧螺栓联接 ss210ca43 . 1dF强度条件：强度条件：sss3 . 1322ca根据第四强度理论，螺栓在预紧状态下的计算应力:F0F0FF 2021/8/628螺纹联接的强度计算33受轴向载荷的紧螺栓联接受轴向载荷的紧螺栓联接FDDp 螺栓预紧力F0后，在工作拉力F 的作用下，螺栓的总拉力FFF12 ss4/3 .1212cadFb20bmCF= F +FC+ C这时螺栓的总拉力为： m10bmCF=FFC+ C静强度条件：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，式中：mbbCCC为螺栓的相

19、对刚度，其取值范围为 01。 2021/8/629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受横向载荷受横向载荷的螺栓组联接的螺栓组联接zFFFKzifFS0fziFKFS0或六、螺栓组联接的受力分析 Ks为防滑系数，设计中可取Ks =1.11.3。2021/8/630螺纹联接组的设计42受转矩的螺栓组联接受转矩的螺栓组联接TKfrFfrFfrFsz02010 TrFziii1 采用普通螺栓采用普通螺栓，是靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗

20、转矩T。 采用铰制孔用螺栓采用铰制孔用螺栓，是靠螺栓的剪切和螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩T。iirFrFmaxmaxZiirTrF12maxmaxziirfTKF1S0 2021/8/631螺纹联接组的设计53受轴向载荷的螺栓组联接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。zFFF2 = F1 + F 2021/8/632螺纹联接组的设计64 4受倾覆力矩受倾覆力矩的螺栓组联接的螺栓组

21、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：ziLFM1iiZiLMLF12imaxmax 0maxPPWMAzFss00minPWMAzFs 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：2021/8/633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SssssSsPsPSss（被联接件为钢）PBPSss（被联接件为铸铁） 2021/8/6

22、34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 2021/8/635带传动概述2一带传动的类型一带传动的类型平带传动平带传动，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。多楔带传动多楔带传动兼有平带传动和带传动的

23、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 第三篇第三篇 传动传动2021/8/636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 F22F0；带传动尚未工作时，传动带中的预紧力预紧力为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。 0FF1F00F02尚未工作状态 nFfF1F1F1F1222n2工作状态 2021/8/637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

24、式可知：f12F=Fe 0 01 12 21 1f fe e c cf fe eF FF Fe ea aa a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 。预紧力预紧力F0最大有效拉力最大有效拉力Fec 包角包角最大有效拉力最大有效拉力Fec 摩擦系数摩擦系数 f最大有效拉力最大有效拉力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：FeF1F2； 定义由负载所决定的传动带的有效拉力为Fe，则显然有FeFf。 2021/8/638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

25、直径。2、带传动的应力分析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？2021/8/639/A2021/8/640工作情况分析(运动分析)3、带传动的运动分析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，称为弹性滑动弹性滑动。%100121vvv12)1 (vv或)/(600011d1smndv)/(600022d2smndv其中：因此，传动比为：)1 (1d2d21ddnni弹性滑动导

26、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 2021/8/641V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。 2021/8/642V带传动的设计23带传动的设计

27、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2021/8/6432021/8/644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。外链板内链板套筒滚子销轴滚子

28、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 2021/8/645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。 2021/8/646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。 abcdarrr213zo2

29、o1o3180二、链轮的结构整体式链轮整体式链轮孔板式链轮孔板式链轮组合式链轮组合式链轮 2021/8/647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：1000601000602211pnzpnzv链传动的平均传动比为：1221zznni链条铰链A点的前进分速度cos11Rvx上下运动分速度sin11Rvy 2021/8/648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

30、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多边形效应。因为从动链轮的角速度为：coscoscos21122RRRvx所以链传动瞬时传动比为：coscos1221RRi 2021/8/649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

31、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：c1dmaF从动链轮的角加速度引起的动载荷为：tRJFdd222d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。 2021/8/650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： fce1FFFF链的松边拉力为： fc2FFF其中：Fe为有效圆周力：vPF1000eFc为离心力引起的拉力

32、：2cqvF 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。 2021/8/651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。0由链板疲劳强度限定由滚子、套筒冲击疲劳强度限定由销轴和套筒胶合限定额定功率P0/kW小链轮转速n1 /(r/min) 2021/8/652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i6，推荐的传动比i23.5。 选择小链轮齿数Z

33、1 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。PKPAcaKA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。 2021/8/653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齿轮的主要失效形式轮齿折断轮齿折断齿面磨损齿面磨损齿面点蚀齿面点蚀齿面胶合齿面胶合塑性变形塑性变形二、齿轮的设计准则齿轮的设计准则对一般工况下的齿轮传动

34、，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： 2021/8/654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。齿面硬、芯部韧。 二、常用

35、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 q 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； q 应考虑齿轮尺寸大小，毛坯成型方法及热处理和制造工艺； q 钢制软齿面齿轮，其配对两轮齿面的硬度差应保持在3050HBS或更多。 2021/8/655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

36、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：LKFKppncaK为载荷系数，其值为：KKA Kv K KLFpn式中：KA 使用系数使用系数Kv 动载系数动载系数K齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数K齿向载荷分布系数齿向载荷分布系数 2021/8/656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11t2dTF aatan2tan11trdTFFaacos2cos11tndTFF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： 2021/8/657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

37、曲疲劳强度计算二、齿根弯曲疲劳强度计算FsaFatFssbmYYKF引入齿宽系数后 ，可得设计公式： 1dbd32FsaFa21d1sYYZKTmYFa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。2021/8/658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三、齿面接触疲劳强度计算 基本公式赫兹应力计算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校核式： t tHHE EH HH H1 11 1 K KF F u uZ Z Z Zb bd du us ss s

38、齿面接触疲劳强度的设计式：齿面接触疲劳强度的设计式：23HEHd11)(12sZZuuKTd上述式中：u齿数比齿数比，u=z2/z1；ZE 弹性影响系数弹性影响系数；ZH 区域系数；区域系数； 2021/8/659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=2040 开式齿轮传动: z1=1720 z2=uz13齿宽系数d的选择当d1已按接触疲劳强度确定时，z1m重合度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！d 齿宽b 有利于提

39、高强度，但d过大将导致K一般情况下取a =20d的选取可参考齿宽系数表 2021/8/660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 q 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。 q 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。q 弯曲强度计算中，因大、小齿轮的F 、YFa、YSa

40、 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。 Fa2Fa22FYYsSa1Fa11FYYs3tt 11KKdd 3tntnKKmm 2021/8/661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11t2dTF cos2cos11tdTFFaacostan2tan1n1nrdTFF11tatan2tandTFFaacoscos2cosn11nndTFF由于Fatan，为了不使轴承承受的轴向力过大，螺旋角不宜选得过大，常在=820之间选择。2021/8/662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

41、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： 2a11m111costan2cosFdTFFra2r11m111sintan2sinFdTFFaa1m1t2dTF aacos2cos1m1tndTFF标准锥齿轮传动的强度计算aatan2tan1m1tdTFF轴向力Fa的方向总是由锥齿轮的小端指向大端。 2021/8/663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。阿基米德蜗杆渐开线蜗杆法向直廓蜗杆锥面包络圆柱蜗杆蜗杆传动的类型蜗杆传动的类型圆柱蜗杆传动环面蜗杆传动锥蜗杆传动普通圆柱蜗杆传

42、动圆弧圆柱蜗杆传动 第11章 蜗杆传动2021/8/664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 = m aa1= 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

43、工。通常蜗杆头数取为1、2、4、6。 2021/8/665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1111tandmzdmz在m和d1为标准值时，z1五、传动比 i六、蜗轮齿数z21221zznni蜗轮齿数主要取决于传动比，即z2= i z1 。 z2不宜太小（如z226)，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mzqdda)(21)(21221正确啮合时，蜗轮蜗杆螺旋线方向相同，且1212ddd1(分度圆周长)mz1m 2021/8/666普通蜗杆传动的承载能力计算1普通

44、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。蜗轮的齿根弯曲疲劳强度计算蜗轮的齿面接触疲劳强度计算防止齿面过度磨损引起的失效。传动系统的热平衡计算 防止过热引起的失效。 为了减摩，通常蜗杆用钢材，蜗轮用有色金属（铜合金、铝合金）。 2021/8/667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

45、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 11a2t12dTFF22t2a12dTFFatant2r2r1FFFacoscos2n22ndTF在不计摩擦力时，有以下关系：2021/8/668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321)tan(tan1v SPttdaoa)1(1000)()1(1000aodttPSa可用于系统热平衡验算，一般to7080 可用于结构设计二、蜗杆传动的热平衡2021/8/669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；

46、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2021/8/670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前置代号 基本代号 后置代号 轴承的分部件代号内部结构代号密封与防尘结构代号保持架及其材料代号特殊轴承材料代号公差等级代号游隙代号多轴承配置代号其它代号五四三二一类型代号尺寸系列代号内径代号宽度系列代号直径系列代号滚动轴承代号构成：代号用

47、于表征滚动轴承的结构、尺寸、类型、精度等，由GB/T272规定。 2021/8/671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。 2021/8/672滚动轴承尺寸的选择3滚动轴承尺寸的选择二、滚

48、动轴承的寿命计算u 基本额定寿命基本额定寿命：具有90可靠度时轴承的寿命，用L10表示。u 基本额定动载荷基本额定动载荷：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。u 基本额定寿命计算式基本额定寿命计算式。为轴承的工作转速载荷；为轴承所承受的当量动（滚子轴承）；（球轴承）；其中：min)/(3103rnP)10(610rPCL)(60106hPCnLh或 一、滚动轴承的失效形式胶合断裂磨损点蚀永久变形2021/8/673三、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当量动载荷（用字母P表示）

49、。各类轴承的当量动载荷可按下式计算：arYFXFP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 f p 。)(arPYFXFfP：即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；aeddaaeddaFFFFFFFF122211,max,maxFa与Fd2同向取“+”Fa与Fd1同向取“+”即： 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。2021/8/674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 2021/8/675轴承装置