机械设计教案

教材分析1.教材基本信息教材名称：机械设计出版社：高等教育出版社主编：濮良贵出版时间：5月第9版2.章节内容第一章绪论第二章机械设计总论第三章机械零件强度第四章摩擦、磨损及润滑第五章螺纹连接机螺旋传动第六章键、花键、物件连接和销联结第七章铆接、焊接、胶接和过盈连接第八章带传动第九章链传动第十章齿轮传动第十一章蜗杆传动第十二章滑动轴承第十三章滚动轴承第十四章联轴器和离合器第十五章轴第十六章弹簧第十七章机座和箱体第十八章减速器和变速器3.教学伎俩和方法教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发教学伎俩：课件演示、视频课件4.实训教学步骤 实训一：连接件认知（螺栓、键、销）实训二：传动部件认知（带、齿轮、蜗杆、链传动） 实训三：轴系部件认知（轴、轴承、联轴器、离合器等） 5.教材优缺点分析优点：《“十二五”普通高等教育本科国家级规划教材：机械设计（第9版）》是“十二五”普通高等教育本科国家级规划教材，是在西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著，濮良贵、纪名刚主编《机械设计》（第八版）基础上，依照教育部制订“机械设计课程教学基本要求”和编者多年来教学实践经验，考虑加强学生素质教育和能力培养，结合拓宽专业面后教学改革以及我国机械工业发展需要修订而成。内容上能够反应该代机械设计最新技术，具备较强针对性和实用性。书后附录有惯用量名称、单位、符号及换算关系。教材覆盖面广，较为权威。缺点：配套习题略少，没有配套试验指导类教材6.参考教材机械设计指导手册（图书馆）机械设计课程设计机械设计习题集第1次2课时单元标题：第一章绪论第二章机械设计总论课堂类别：理论教学目标：了解机器组成；明确零件概括分类及零件与机器关系。明确本课程内容、性质和任务；注意本课程与先修课程及后续课程关系和对应学习方法。深刻了解机械零件失效形式及应满足基本要求。4、深刻了解机械零件设计准则及设计方法。教学重难点：重点：机器主体及其基本组成要素和机械零件分类，机械零件(局部)和机器(总体)关系；难点：机械零件失效形式及设计步骤教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程第一章绪论(一)内容1、机器在经济建设中作用2、机器基本组成要素3、本课程内容、性质、任务机械设计是以通常通用零部件设计为关键设计性课程，而且是阐述它们基本设计理论与方法，用以培养学生具备设计通常机械能力技术基础课程。本课程目标与任务在于培养学生：1、掌握通用机械零部件工作原理、特点、选取及设计理论与设计计算方法。2、初步树立正确设计思想，了解设计通常规律，具备设计机械传动部件及简单机械能力，以及培养学生独立处理问题和分析问题能力。3、具备利用标准、规范、手册、图表和查阅关于资料能力。4、学会经典零件试验方法，取得试验技能基本训练。第二章机械设计总论(一)内容1、机器组成：原动机、传动部分、执行部分、控制系统及辅助系统等。2、设计机器通常程序：计划阶段、方案设计阶段、技术设计阶段、技术文件编制阶段3、对机器主要要求：使用功效要求、经济性要求、劳动保护和环境保护要求、寿命和可靠性要求、其余要求。4、机械零件主要失效形式：整体断裂、过大残余变形、零件表面破坏、破坏正常工作条件引发失效。5、设计机械零件时应满足基本要求：1）防止在预定寿命期内失效要求；2）结构工艺性要求3）经济性要求4）质量小要求5）可靠性要求6、机械零件计算准则：强度准则、刚度准则、寿命准则、振动稳定性准则、可靠性准则设计方法：理论设计、经验设计、模型试验设计7、机械零件设计通常步骤8、机械零件材料选取标准9、机械零件设计中标准化(二)基本要求1、明确机器组成，了解机器要求及其设计程序。2、深刻了解机械零件失效形式及应满足基本要求。3、深刻了解机械零件设计准则及设计方法。4、了解机械零件通常设计方法，重视结构设计及标准化工作。5、了解通常机械零件材料及选取标准。(三)重点、难点及学习注意事项本章特点在于从机器设计总要求出发，引出与机械零件设计关于一些标准性问题。这些问题，比如设计机器通常程序、机械零件失效形式、零件设计要求、设计准则、设计方法、设计步骤及材料选择等，一直贯通在本书以后各章中。本章学习首先要从总体上建立起机器设计，尤其是机械零件设计总括性概念，即从机器总体要求出发，引出对机械零件要求，依照零件失效形式，确定出设计准则，在选择出适用材料后，按一定步骤，用理论设计或经验设计方法，设汁出机械零件来。这个过程系统性是很严密。它对以后各章学习都具备提要挈领作用。其次，还要掌握对机器和机械零件基本要求。这些要求本质上讲有两条：1)提升机器总体效益；2)防止失效。第一条要求是相正确，伴随科学技术发展，对总体效益要求总是不停改变。第二条要求却是最基本，即在达成设计寿命前任何时候，对机器和零件总是有防止失效要求。要求学生在以后各章节学习中，不停地结合各章详细分析来逐步加深了解。4.教学小结及作业1）机械零件失效形式有哪些？第2次2课时单元标题：机械零件强度课堂类别：理论教学目标：掌握惯用强度理论，并能正确利用；正确选取强度计算中极限应力；熟练掌握极限应力线图绘制与分析；熟练掌握稳定变应力时疲劳强度计算及等效转化概念；了解单向不稳定变应力疲劳强度计算。教学重难点：重点：惯用强度理论正确利用及强度计算中极限应力正确选定；极限应力线图意义、绘制；稳定变应力时疲劳强度计算。难点：无。教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程第三章机械零件强度1.强度问题：静应力强度：通常认为在机械零件整个工作寿命期间应力改变次数小于103通用零件，均按静应力强度进行设计。（材料力学范围）变应力强度：在变应力作用下，零件产生疲劳破坏。2.疲劳破坏定义：金属材料试件在交变应力作用下，经过长时间试验而发生破坏。3.疲劳破坏原因：材料内部缺点、加工过程中刀痕或零件局部应力集中等造成产生了微观裂纹，称为裂纹源，在交变应力作用下，伴随循环次数增加，裂纹不停扩展，直至零件发生突然断裂。4.疲劳破坏特征：1）零件最大应力在远小于静应力强度极限时，就可能发生破坏；2）即使是塑性材料，在没有显著塑性变形下就可能发生突然脆性断裂。3)疲劳破坏是一个损伤累积过程，有发展过程，需要时间。4)疲劳断口分为两个区：疲劳区和脆性断裂区。§3-1材料疲劳特征一、应力分类1、静应力:大小和方向均不随时间改变,或者改变迟缓。2、变应力:大小或方向随时间而改变。1）稳定循环变应力:以下各参数不随时间改变变应力。m─平均应力；a─应力幅值max─最大应力；min─最小应力r─应力比（循环特征）描述规律性交变应力可有5个参数，但其中只有两个参数是独立。2）非稳定循环变应力:参数随时间改变变应力。（1）规律性非稳定变应力:参数按一定规律周期性改变称为。（2）随机变应力：随机改变。二、疲劳曲线1、-N曲线：应力比r一定时，表示疲劳极限（最大应力）与循环次数N之间关系曲线。大多数零件失效在C点右侧区域,称高周疲劳区N>104高周疲劳区以N0为界分为两个区：有限寿命区(CD)：N＜N0，循环次数N,对应极限应力。——条件疲劳极限。曲线方程为无限寿命区：N≥N0时，曲线为水平直线，对应疲劳极限是一个定值，用表示。当材料受到应力不超出时，则能够经受无限次应力循环而不疲劳破坏。即寿命是无限。——疲劳极限（）因为所以2、等寿命疲劳曲线（极限应力线图）定义：循环次数一定时，应力幅与平均应力间关系曲线。理论疲劳曲线：经过试验得二次曲线以下列图。即在曲线（寿命为循环基数N0）在曲线内为无限寿命。曲线外为有限寿命。实际疲劳曲线：rr=-1对称循环应力r=0脉动循环应力r=1静应力在直线CG，上任何一点都有A，G，线——疲劳强度线。其上点表示疲劳极限应力由A,、G,两点坐标可得A，G，线直线方程其中（试件受循环弯曲应力时材料常数）碳钢合金钢CG，线——屈服强度线。其上点表示屈服极限由C点坐标和直线斜角可得CG，线方程§3-2机械零件疲劳强度计算一、零件极限应力线图引入Ｋσ—弯曲疲劳极限综合影响系数则σ-1—材料对称循环弯曲疲劳极限σ-1e—零件对称循环弯曲疲劳极限将材料极限应力线图中直线A,D,G,按百分比Ｋσ向下移，CG,,部分按静强度考虑,故不作修正。即得零件极限应力线图，以下故各点坐标为，C点坐标不变采取一样方法，可得AG直线方程：直线CG方程为：弯曲疲劳极限综合影响系数—零件有效应力集中系数。（在正应力作用下）—零件尺寸系数。（在正应力作用下）—零件表面质量系数。（在正应力作用下）—零件强化系数。（在正应力作用下）二、单向稳定变应力时机械零件疲劳强度计算所以：计算安全系数及疲劳强度条件为：机械零件可能发生经典应力改变规律有以下三种：应力比为常数：r=C平均应力为常数σm=C最小应力为常数σmin=C1、r=Cr=C时，应该有联解OM、AG直线方程可得M，坐标(、),相加即为M点零件疲劳极限：由上式得假如极限应力点为N’，极限应力为屈服极限，所以强度条件为：其它加载方式相同。2、联解直线MM2’与直线AG方程，求出M2’点横纵坐标值，并相加：3、即为与横轴夹角450斜直线，故可过M作斜线LM’，M3’点即为极限应力点。一样方法可得:三、双向稳定变应力时机械零件疲劳强度计算当零件上同时作用有同相位稳定对称循环变应力sa和ta时，由试验得出极限应力关系式为：式中a′及a′为同时作用切向及法向应力幅极限值。因为是对称循环变应力，故应力幅即为最大应力。弧线AM'B上任何一个点即代表一对极限应力σa′及τa′若作用于零件上应力幅a及a如图中M点表示，则因为此工作应力点在极限以内，未达成极限条件，因而是安全。§3-4机械零件接触强度接触应力：当两零件以点、线相接处时，其接触局部会引发较大应力。这局部应力称为接触应力。赫兹公式：其中:综合曲率4.作业3-1、3-2第3次2课时单元标题：第五章螺纹联接及螺旋传动5.1螺纹5.2螺纹连接类型和标准连接件5.3螺纹连接预紧5.4螺纹连接防松课堂类别：理论教学目标：经过此次教学，让学生掌握螺纹联接类型及防松方法教学重难点：重点：螺纹联接类型及防松原理难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、螺纹形成二、螺纹类型三角形（普通螺纹）、管螺纹——联接螺纹（精密传动）按牙型矩形螺纹，梯形螺纹，锯齿形螺纹——传动螺纹三、螺纹主要参数（图4-3）1）外径d（大径）（D）2）内径（小径）d1(D1)3）中径d24）螺距P5）导程（S）6）线数n7）螺旋升角ψ8）牙型角α9）牙型斜角β螺旋副自锁条件为：螺旋副传动效率为：四、惯用螺纹种类、特点与应用比较螺纹联接类型及螺纹联接件一、螺纹联接主要类型1、螺栓联接2、双头螺栓联接3、螺钉联接4、紧定螺钉联接螺纹联接件螺纹联接预紧与防松一、预紧螺纹联接松联接——在装配时不拧紧，只存受外载时才受到力作用紧联接——在装配时需拧紧，即已预先受力，预紧力QP预紧目标：保持正常工作。如汽缸螺栓联接，有紧密性要求。∴）通常K=0.1~0.3二、防松：1、防松目标实际工作中，外载荷有振动、有改变、材料高温需变等会造成摩擦力降低，螺纹副中正压力在某一瞬间消失、摩擦力为零，从而使螺纹联接松动，所以，必须进行防松。2、防松原理——消除（或限制）螺纹副之间相对运动，或增大相对运动难度。3、防松方法及方法1）摩擦防松——双螺母、弹簧垫圈、尼龙垫圈、自锁螺母等2）机械防松：开槽螺母与开口销，圆螺母与止动垫圈，弹簧垫片，轴用带翅垫片，止动垫片，串联钢丝等。3）永久防松：端铆、冲点（破坏螺纹）、点焊4）化学防松——粘合讨论：双头螺栓联接，旋入端怎样防松？①利用螺尾旋紧产生横向扩张；②利用过盈配合达成横向扩张；③利用杆端预紧，产生轴向预紧作用5.课后作业5-1、5-2第4次2课时单元标题：5.5螺纹组连接设计课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握螺栓组连接设计及强度计算教学重难点：重点：螺栓受横向载荷、转矩、倾覆力矩时受力（普通螺栓和绞制孔螺栓两种）难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程1螺栓组连接结构设计要设计成轴对称几何形状。螺栓布置应使螺栓受力合理螺栓布置应有合理间距、边距同一组螺栓连接中各螺栓直径和材料均应相同防止螺栓承受偏心载荷2、螺栓组连接受力分析螺栓组受力分析目标：依照螺栓组连接结构和受载情况，求出受载最大螺栓及其受力。受力分析是在作以下假设条件下进行，即：同组中各螺栓都受相同预紧力螺栓组对称中心与被连接结合面形心重合被连接件为刚体,连接结合面为刚性平面。螺栓变形在弹性范围内。1）受轴向载荷螺栓组连接单个螺栓工作载荷为F=P/ZP——轴向外载Z——螺栓个数2）受横向载荷螺栓组连接特点：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。单个螺栓所承受横向载荷相等FR=RΣ/Z3）受横向扭矩螺栓组连接（1）圆形接合面：单个螺栓所受横向载荷（2）矩形接合面a)普通螺栓连接由静平衡条件∴连接件不产生相对滑动条件为：则各个螺栓所需预紧力为b)铰制孔螺栓连接组由变形协调条件可知，各个螺栓变形量和受力大小与其中心到接合面形心距离成正比由假设——板为刚体不变形，工作后仍保持平面，则剪应变与半径成正比。在材料弹性范围内，应力与应变成正比由静平衡条件4、受翻转力矩螺栓组连接特点：M在铅直平面内，绕O-O回转，只能用普通螺栓，取板为受力对象，由静平衡条件设单个螺栓工作载荷为Fi7.作业5-3、5-4第5次2课时单元标题：5.6螺纹连接强度计算5.7螺纹连接件材料和许用应力5.8提升螺纹连接强度方法课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握螺栓受轴向载荷受力分析。教学重难点：重点：紧螺栓强度连接。难点：紧螺栓强度连接。教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程单个螺栓联接强度计算1、失效形式和原因a）形式：多数为抗拉疲劳失效，静态失效较少，但严重过载拉断，螺牙剪断，螺纹压溃等可出现。b）失效原因：应力集中应力集中促使疲劳裂纹发生和发展过程2、设计计算准则与思绪受拉螺栓：设计准则为确保螺栓疲劳拉伸强度和静强度受剪螺栓：设计准则为确保螺栓挤压强度和剪切强度一、松螺栓联接如吊钩螺栓，工作前不拧紧，无QP，只有工作载荷F起拉伸作用，防断。强度条件为：MPa——验算用或（mm）（设计用）→定公称直径d式中：d1——螺杆危险截面直径（mm）[σ]——许用拉应力N/mm2(MPa)二、紧螺栓联接——工作前有预紧力QP工作前拧紧，在拧紧力矩T作用下：预紧力QP→产生拉伸应力σ复合应力状态螺纹摩擦力矩T1→产生剪应力τa)b)接第四强度理论：∴强度条件为：式中：QP——预紧力（N）T1——螺纹摩擦力矩，起扭剪作用，又称螺纹扭矩，N.mm1.3——系数将外载荷提升30%，以考虑螺纹力矩对螺栓联接强度影响，这么把拉扭复合应力状态简化为纯拉伸来处理，大大简化了计算手续。1、横向载荷紧螺栓联接计算——主要预防被联接件错动普通螺栓联接——防滑特点：杆孔间有间隙，靠拧紧后正压力由（QP）产生摩擦力来传递外载荷，确保联接可靠（不产生相对滑移）条件为：设所须预紧力为QP——工作前后不变，式中：f——接缝面间摩擦系数，i——拉缝界面数目KS——防滑系数（可靠性系数）KS=1.1~1.3强度条件验算公式：为式：设计公式为：铰制孔螺栓联接——防滑动特点：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R进行工作螺栓剪切强度条件为：MPa螺栓与孔壁接触表面挤压强度条件为：R——横向载荷（N）；d0——螺杆或孔直径（mm）lmin——被联接件中受挤压孔壁最小长度（mm），[τ]——螺栓许用剪应力，MPa，（钢，—安全系数，——螺栓或被联接件中较弱者许用挤压应力，MPa2、轴向载荷紧螺栓联接强度计算特点：加载前有预紧力QP、轴向工作载荷F只适于普通螺栓——防断，受QP与F联合作用，如汽缸盖螺栓工作特点：工作前拧紧，有QP；工作后加上工作载荷F工作前、工作中载荷改变，求工作时总载荷Q=？----残余预紧力强度条件：验算公式：（MPa）设计公式：（mm）→(公称直径)5.作业5-8、5-9第6次2课时单元标题：键、花键、无键连接和销连接课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握平键、花键联接设计计算方法，了解其它联接类型与特点教学重难点：重点：平键、花键联接强度计算难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、键联接类型与结构松键联接——靠侧面挤压，圆用方向剪切承载，工作前不打紧1）平键；2）半圆键；3）花键平键——普通平键；导键与滑键。普通平键：A型、B型、C型紧键联接：1）楔键联接；2）切向键联接1、平键普通平键——用于静联接—即轴与轮毂间无相对轴向移动，结构：两侧面为工作面，靠键与槽挤压和键剪切传递扭矩轴上槽用盘铣刀或指状铣刀加工轮毂槽用拉刀或插刀加工。3）导向平键与滑键——用于动联接，即轴与轮毂之间有相对轴向移动联接导向——键不动，轮毂轴向移动动联接——键随轮毂移动，滑移距离大时采取滑键由（轴径）d查手册b（宽）×h（高）×L（长）→强度验算2、半圆键————用于静联接（松联接）轴槽用与半圆键形状相同铣刀加工，键能在槽中绕几何中心摆动，键侧面为工作面，工作时靠其侧面挤压来传递扭矩。特点：工艺性好，装配方便，尤其适适用于锥形轴与轮毂联接缺点：轴槽对轴强度减弱较大。只适宜轻载联接。3、楔键联接——紧联接普通楔键：上、下面为工作表面，有1：100斜度（侧面有间隙），4、切向键——两个斜度为1：100楔键联接，上、下两面为工作面（打入）布置在圆周切向。工作原理；靠工作面与轴及轮毂相挤压来传递扭矩。二、键联接强度校核失效形式：压溃（键、轴、毂中较弱者——静联接）磨损（动联接）键剪断（较少）1、平键联接强度校核。普通平键：a)则其挤压强度条件为：Mpa——许用挤压应力MpaT——扭矩（Nmm）k——工作高度k=oh/2l——工作长度d——轴径（mm）b）剪切强度条件：导向平键、滑键（动联接）Mpa[P]——许用比压——键许用剪应力（N/mm2）花键联接：花键联接是由多个键齿与键槽在轴和轮毂孔周向均布而成花键齿侧面为工作面——适适用于动、静联接类型、特点和应用1、特点：2、花键类型①矩形花键③渐开线花键=3\*GB3③三角形花键二、花键联接设计计算无键联接：用非圆剖面轴与毂孔组成联接——称成型联接型面联接轴和毂孔有柱形和圆锥形。二、胀紧联接销联接作用：①主要用于零件间位置定位（定位销必须多于2个）；②传递不大载荷（都有标准）；③安全保护装置中作剪断元件类型：按用途定位销、联接销、安全作业：习题6-1、6-4、6-5第7次2课时单元标题：连接件认知课堂类别：实训教学目标：经过此次课学习，使学生认知常见联接类型与特点，熟悉螺栓、键、销连接应用教学重难点：重点：联接件合理选取及计算难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、学生分组实训、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：讲授、实训相结合主要教学内容及过程分组：每组学生20人，共分为三组进行。理论讲授：教师分别讲解常见螺栓种类及应用，普通键联接、花键联接、销联接等，并率领学生观摩实物及常见联接在汽车上应用。发动机上螺栓连接、汽车变速箱输入轴及输出轴上花键联接、销联接学生分组实操：螺纹：拧紧力矩25N/M总结提问阶段：第8次2课时单元标题：第八章带传动8.1概述8.2带传开工作情况分析课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生了解弹性滑动概念，，掌握带传动受力分析和欧拉公式教学重难点：重点：受力分析欧拉公式弹性滑动概念难点：掌握带应力分布规律教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、带传动工作原理及特点1、传动原理——以张紧在最少两轮上带作为中间挠性件，靠带与轮接触面间产生摩擦力来传递运动与动力2、特点：二、带传动主要类型与应用a.平型带传动b.V带传动——三角带—三角带传动c.多楔带d.同时带传动三、V带及其标准，三带胶带结构及标准V带结构：帘布芯结构；绳芯结构V型带标准，三角胶带规格、尺寸、使用等要求已经有国家标准按截面尺寸从小到大共有以下类型：YZABCDE四、带传动工作情况分析1、带传动受力分析：工作前（预紧）——两边初拉力F0=F02）工作时（传递扭矩T）——两边拉力改变：①紧力F0→F1；②松边F0→F2仅以主动轮边带为对象（隔离体）分析：依照平衡条件：——=传递有效圆周力。工作中，紧边伸长，松边缩短，总长不变，但总带长不变。这个关系反应在力关系上即拉力差相等（增量=减量）即：因为拉力差即为接触弧上产生摩擦力总和，必与传递有效圆周力平衡：（取带轮为隔离体即得）∴Fe——有效圆周力Ff——摩擦力总和又依照：周向力与功率关系带传递功率：（KW）Fe——有效圆周力（N）V——带速（m/s）由式（6-1）和（6-2）得：讨论：F1与F2与F0和Fe关于，Fe又与P关于，当P↑时，Fe↑，即Ff↑，但对一定带传动其摩擦力Ff有一个极限值Ffmax→由Ffmax决定了带传动传动能力。带传动最大有效圆周拉力及其影响式中：f—摩擦系数（对V型带→f→fV代）—包角（rad）通常为主动轮（小轮包角）e—自然对数底（e=2.718……）联立4、临界圆周力Fec带传动最大有效圆周力（临界值（不打滑时））——（推导P0功率时要用）5、影响原因分析——①F0：②与：大接触弧长，Fec大，传递Fec大→传递扭矩T越大③f：三角带fv>f，∴V带承载能力大。弹性滑动与打滑1、弹性滑动——不可防止分析：主动轮上，带边走边收缩（∵力越来越小），由此带变形逐步下降，带在开始进入轮时与轮贴紧，而出轮时则落后于轮，∴带速落后于轮速。V1>V——带相对于轮相对滑动速度；，从动轮上，恰恰相反，带边走边伸长，带连高于轮速。V2<V∴V-V2=VS——带对轮相对滑动速度，这种现象称弹性滑动结论：弹性滑动是在外力作用下经过摩擦力引发拉力差而使得带弹性变形量改变而引发带在轮面上局部相对滑动现象（使带与轮速度有改变，使从动轮速度低于主动轮）。弹性滑动后果：①从动轮速度V2小于主动轮速度V1，使传动比不恒定。②传动效率η↓。③带磨损加剧。2、打滑：——正常工作时必须防止打滑总是首先产生在小带轮上，（因为小轮上包角小）③当P↑↑↑Fe↑↑↑,Fe>Ffc时，开始全方面打滑弹性滑动与打滑区分：弹性滑动是因为带是挠性件，摩擦力引发拉力差使带产生弹性变形不一样而引发，是带传动所固有，是不可防止，是正常工作中允许。而打滑是过载引发，是失效形式之一，是正常工作所不允许。是能够防止也是应该防止。弹性滑动影响：影响传动比i，使i不稳定，常发烧、磨损。打滑影响：使带激烈磨损，转速急剧下降，不能传递T，不能正常工作。滑差率ε二、工作应力分析拉应力—（Mpa）A——带横截面积2、离心应力——（N）——离心拉力离心拉应力：（Mpa）式中：q——单位带比质量（N），g——重力加速度g=9.8m/s2V——带线速度（m/s）（在整个带长上相同）3、弯曲应力——，作用在带轮段V：（Mpa）D越小，越大；h越大，越大，∴带中应力分布情况——∵，从紧边→松边——只在弯曲部分有——带全长存在∴在A1点最大应力：位置产生在紧边与小带轮相切处工作时带中应力是周期性改变，伴随位置不一样，应力大小在不停地改变，∴带轻易产生疲劳破坏。思索：打滑是失效形式之一，不允许，应该防止，但又有过载保护作用，是否矛盾？（过载保护作用与打滑是否矛盾？）第9次2课时单元标题：8.3普通V带传动设计计算8.4带轮设计8.5V带传动张紧、安装与维护课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握带传动设计计算及带轮设计，熟悉带传动张紧、安装与维护教学重难点：重点：带传动设计计算难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、失效形式与设计计算失效形式（主要）1）打滑；2）带疲劳破坏2、设计准则：确保带在不打滑前提下，具备足够疲劳强度和寿命二）、单根三角胶带功率—P0不打滑条件：——临界摩擦状态（静不动下）由疲劳强度条件：——与传递功率关于（即与打滑关于）——许用拉应力∵传递极限圆周力：又∴传递临界功率：单根三角带在不打滑前提下所能传递功率为：（KW）式中：P0——单根带带传递临界功率（KW）V——带速（m/s）Fec——临界圆周力（N）——一定条件下（材料）由疲劳强度决定许用拉应力设计数据及内容已知：P，n1，n2或i传动布置要求（中心距a）工作条件要求是：带：型号，把数，长度轮：Dmin，结构，尺寸中心距（a）轴压力Q等设计步骤与方法（步—主要参数选择方法）①确定计算功率Pca：KA—工况系数，②选择带型号：Pca，n1③定带轮直径（验算带速V）a)由表定小轮直径D1min（与带型号关于）（计算直径）或圆整（也可不圆整），b)验算带速V要求：，最好带速V=20~25m/s如V太小，由P=FV可知，传递一样功率<P时，圆周力F太大，带根数太多，且P1太小，弯曲↑，寿命↓，方法：应D1↑且轴承尺寸↑）V太大，则离心力太大，带与轮正压力减小，摩擦力↓，传递载荷能力↓，传递一样载荷时所需张紧力增加，带疲劳寿命下降，这时方法D1应↓，不然寿命太短。如V不宜，则应重选D14）求中心距a和带基准长度Lda)初选a0或按结构尺寸要求定b)由a0定计算长度（开口传动）c)按表7-3定相近基础长度Ldd)由节线长度Ld求实际中心距——对V5）验算小轮包角，不满足方法：1）a↑(i一定时)；2）加张紧轮∴通常i=3~5（V带）6）计算带根数Z<10——包角系数；KL——长度系数考虑带长度不一样影响原因。K——材质系数：——单根胶带考虑传动比i影响功率增量7）确定带初拉力F0（单根带）（N）8）求带作用于轴压力Q带轮结构设计及带张紧与维护1）实心式D≤（2.5~3）d2)胶板式D≤300mm3）孔板式D≤300(D1-D1≥100mm时)4）轮辐式D>300课后作业：8-2、8-3第10次2课时单元标题：链传动课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生了解套筒滚子链结构、掌握链运动不均匀性教学重难点：重点：链运动不均匀性和动载荷难点：掌握链传动受力分析教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、链传开工作原理与特点1、工作原理：两轮间以链条为中间挠性元件啮合来传递动力和运动。2、组成；主、从动链轮、链条和张紧装置等。3、特点优点：①平均速比im准确，无滑动；②结构紧凑，轴上压力Q小；③传动效率高η=98%；④承载能力高P=100KW；⑤可传递远距离传动amax=8mm；⑥成本低。缺点：①瞬时传动比不恒定i；②传动不平衡；③传动时有噪音、冲击；④对安装粗度要求较高。4、应用：适于两轴相距较远，工作条件恶劣等，如农业机械。中低速传动：i≤8(I=2~4)，P≤100KW，V≤12-15m/s。二、链传动主要类型套筒链；（套筒）滚子链—属标准件选取、合理确定链轮与链条尺寸套筒滚子链（结构与特点）链接头型式：链节数为偶数（惯用）——内链板与外链板相接——弹性锁片（称弹簧卡）或大节距（称开口销）——受力很好链节数为奇数——用过渡链节固联，受力不利，尽可能不用。套筒滚子链链轮齿形及特点端面齿形——是三圆弧一直线，弧、、和一直线优点：接触应力小、冲击小、磨损少，不易跳齿与脱链轴面齿形：两侧呈圆弧状，以利链节进入和退出啮合加工方法：标准刀具加工，通常为成型铣刀（只要P相同，Z不一样全部链轮均能加工）三、链轮主要参数1、链轮主要参数，节距P，齿数Z，分度圆直径（公称直径）链轮材料要求：1）强度；2）耐磨；3）耐冲击（在冲击载荷时）详细有普通碳素钢，优质碳素钢和合金钢，2、链传动几何计算1）、链节数LP（节线长度）2）、中心距a四、链传动运动特征链传动与挠在正多边形轮子上带传动极其相同正多边形边数~（Z）（齿数）正多边形边长~（P）（节距）当链轮转过一周，链移动距离——ZP当链轮转速为n1、n2时（m/s）——平均速度平均传动比瞬时传动比：∴即使W1恒定，而W2随（）而改变，∴it不恒定。只有当Z1=Z2（d1=d2）,,a（中心距）为P整数倍时，，因为此情况下、改变处处相同。结论：链节在运动中，作忽上忽下、忽快忽慢速度改变。这就造成链运动速度不均匀，不恒定作有规律周期性波动。动载冲击——链传动动载荷结论：链轮转速（n1）越高，节距（力）越大，（即齿数Z1越少），动载冲击越严重，噪音越大。当V一定，Z1多，P小，是非常有利。当P、Z一定，则必须限制n，（nL—极限转速（表8-8）、nK—推荐用最高转速r/min），可降低冲击能量：还应注意：链节与轮相对速度也引发冲击。链传动受力分析不计动载荷，链传动中主要作用力有：工作拉力Fe——作用于主动边2、离心拉力：Fe=q、V23、垂度拉力：（N）Kf——垂度系数图F——下垂度——两轮中心线与水平面夹角4、紧边拉力F1=Fe+Fc+Ff从动力拉力F2=Fc+Ff5、作用于轴上载荷Q——为主从动边拉力之和，略去离心拉力（对轴压力没有影响）Q=Fe+2Fff——影响较小通常取Q≈1.2Fe一、失效形式1）各元件疲劳破坏（主要指链板、销轴、套筒、滚子）——正常润滑及速度主要失效形式2）链节磨损后伸长（主要是销轴铰链磨损），造成脱链，跳齿3）冲击破坏（重复起制动、反转或受重多冲击载荷时，动载荷大，经数次冲击、销轴、滚子、套筒最终产生冲击断裂，总循环次数N=104）4）胶合（重载高速）（破坏——验算nL）——极限转速5）轮齿过分磨损6）过载拉断——塑性变形（当低速重载V<0.6m/s，按静强度设计）二、链传动承载能力极限功率曲线，——设计时实际使用功率曲线；其试验条件：单列，水平布置，载荷平稳，Z1=19，i=3t=100P,th=15000hΔP/P≤3%(节距长度增量≤3%)额定单功率（单根）P0当设计Z、i、th、a等不一样时应对P0进行修正。取一系列修正系数：链传动设计计算已知：P，载荷性质，工作条件，n1，n2求Z1、Z2P，列数，a，润滑方式一、链传动主要参数选择及步骤1、链节距和排数1）计算功率Pca=KA.P(KW)2）要求单排链传递功率KZ——小链轮齿数系数KP——多排链系数，KL——链长系数：3）选型：由P0、n1P定链型号A4）讨论：当P↑，结构尺寸↑，如n一定，承载力↑，但运动不平稳性，动载、噪音也严重。结论；所以，在满足一定功率条件下，P越小越好，高速链尤其如此。如再考虑经济性时：当功率大（CP），V高时，选节距（P）小，用多排链当a小，i大时选节距（P）小，用多排链当a大，i小时选节距（P）大，用单列链2、链轮齿数Z1、Z2及iZ1不能过少，Z1应为奇数！Z2不能过大！Z过多轻易脱链结论：齿数过多，过少均不好，必须限制齿数，两面限制：Z1应为奇数，但未设计V未知，难选，通常选假设V设计后再校核。不能过多，传动比i1~23~45~6>6齿数Z131~2725~2321~17173、链节数与中心距——LP，a通常以节距倍数来表示链长LP1）初选a0∵a过小时则过小（包角）参加啮合齿数少，总LP也少，在一定V下，链节应力循环次数增加，寿命下降，但a过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。通常推荐：初选a0=(30~50P)，amax=80P2）算LP（链节数） 圆整为整数（最好为偶数）3）求中心距a'（实际）4、轴上压力——QQ≈1.2Fe工作压力（N）课后作业：9-1、9-3第11次2课时单元标题：第十章齿轮传动10.1概述10.2齿轮传动失效形式及设计准则10.3齿轮材料及选择标准10.4齿轮传动计算载荷课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握主要失效形式，热处理方法，掌握齿轮计算载荷，掌握直齿轮力分析方法教学重难点：重点：齿轮受力分析难点：掌握应力分布规律教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、失效形式1、轮齿折断：弯曲疲劳折断——闭式硬齿面齿轮传动最主要失效形式过载折断——载荷过大或脆性材料提升轮齿抗折断能力方法：减小齿根应力集中、改进热处理、齿根部分进行表面强化处理2、齿面疲劳点蚀——闭式软齿面齿轮传动主要失效形式位置：节线附近原因：1）单齿对啮合接触应力较大；2）节线处相对滑动速度较低，不易形成润滑油膜；3）另外油起到一个媒介作用，润滑油渗透到微裂纹中，在较大接触应力挤压下使裂纹扩展直至表面金属剥落。预防方法：1）提升齿面硬度；2）降低表面粗糙度；3）采取角度变位（增加综合曲率半径）；4）选取较高粘度润滑油；3、齿面磨损——开式齿轮主要失效形式类型——齿面磨粒磨损，预防方法：1）提升齿面硬度；2）降低表面粗糙度；3）润滑油定时清洁和更换；4）变开式为闭式。4、齿面胶合——高速重载传动主要失效形式——热胶合，原因：高速、重载→压力大，滑动速度高→摩擦热大→高温→啮合齿面粘结（冷焊结点）→结点部位材料被剪切→沿相对滑动方向齿面材料被撕裂。预防方法：1）采取抗胶合能力强润滑油η↑（加极压添加剂）；2）采取角度变位齿轮传动3）提升齿面硬度；4）配对齿轮有适当硬度差5）改进润滑与散热条件。5、齿面塑性变形——低速重载软齿轮传动主要失效形式材料塑性流动方向与齿面受摩擦力方向一致，预防方法：1）提升齿面硬度；2）采取高粘度润滑油或加极压添加剂。二、设计准则主要失效形式设计准则闭式软齿面齿轮传动齿面接触疲劳强度准则闭式硬齿面齿轮传动齿根弯曲疲劳强度准则开式齿轮传动采取齿根弯曲疲劳强度准则，并经过增大m和降低来考虑磨损影响。三、计算载荷；Fnc=KFnFn——名义载荷载荷系数：K=、、、——工作情况系数——初载荷系数——齿向载荷分布系数——齿间载荷分配系数1、工作情况系数KA考虑了齿轮啮合时，外部原因引发附加动载荷对传动影响，它与原动机与工作机类型与特征，联轴器类型等关于2、动载荷系数KV——考虑齿轮制造误差和装配误差及弹性变形等内部原因引发附加动载荷影响主要影响原因：1）齿轮制造精度Pb1≠Pb22）圆周速度V，图9-9降低KV方法：1）提升齿轮制造安装精度；2）减小V（减小齿轮直径d）；3）齿顶修缘注意：修缘要适当，过大则重合度下降过大。3、齿向载荷分布系数——考虑轴弯曲、扭转变形、轴承、支座弹性变形及制造和装配误差而引发沿齿宽方向载荷分布不均匀影响。影响原因：1）支承情况：对称布置，好；非对称布置↓；悬臂布置，差。2）齿轮宽度bb↑↑。3）齿面硬度，硬度越高，赵易偏载，齿面较软时有变形退让。4）制造、安装精度——精度越高，越小。减小方法：1）提升制造安装精度；2）提升支承刚度，尽可能防止悬臂布置；3）采取鼓形齿（4、齿间载荷分配系数——考虑同时有多对齿啮合时各对轮齿间载荷分配不均匀系数。影响原因：啮合刚度，基圆齿距误差（Pb），修缘量，跑合程度等。课后作业：10-1、10-2、10-4、10-5第12次2课时单元标题：10.5直齿圆柱齿轮传动强度计算10.6齿轮传动精度、设计参数和许用应力课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握直齿圆柱齿轮弯曲疲劳强度计算方法以及主要参数选择方法教学重难点：重点：1齿根弯曲疲劳强度计算2计算主要参数选择方法难点：强度计算教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、轮齿受力分析忽略摩擦力，法向力Fn沿啮合线作用于节点处（将分布力简化为集中力）Fn与过节点P圆周切向成角度。Fn可分解为Ft和Fr1、力大小圆周力Ft=2π/d1Ft1=-Ft2径向力Fr=Ft/tgαFr1=-Fr2大小相等，方向相反法向力Fn=Ft/cosαFn1=-Fn2T1——小齿轮上传递扭矩（N.mm）d1——小齿轮上直径（mm）,α=20°2、力方向Ft——“主反从同”，Fr——指向轴线—外齿轮背向轴线—内齿轮二齿面接触疲劳强度计算——预防疲劳点蚀要求齿面最大接触应力不超出接触疲劳极限应力计算依据：赫其公式（弹性力学）即齿面最大接触应力L——接触线长度令，——啮合点齿廓综合曲率半径：+—外啮合；-—内啮合。——弹性影响系数与配对齿轮材料关于，∴强度条件，Mpa实际上节点处接触应力也较大，而点蚀又往往是从靠近节线附近（齿根部位）首先产生。所以：实际计算点——节点（单齿对）在节点P处：，∴∵（齿数比）∴∴实际接触线长度（考虑b与）——重合度系数将、L及代入式得令——节点区域系数则得接触疲劳强度校核公式：Mpa引入齿宽系数，则得设计公式：（mm）齿根弯曲疲劳强度计算——预防弯曲疲劳折断计算假设：1）单齿对啮合；2）载荷作用于齿顶；3）计算模型为悬臂梁；4）用重合度系数考虑齿顶啮合时非单齿对啮合影响；→弯曲拉应力；——产生压应力如图，齿根危险截面弯曲应力是为：计入载荷系数K，代入上式——YFa∴YFa——齿形系数，只与齿形关于，即与，C*，Z1，X，关于，当，C*一定时，只与Z1，X，关于，而与m无关。另计入：应力修正系数YSa——考虑齿根圆角引发应力集中和其它应力影响重合度系数Yε——考虑非单齿对啮合影响∴弯曲疲劳强度校核公式：Mpa令——齿宽系数（设计时选定），将和，代入上式得校核公式：Mpa设计公式：（mm）取标准值齿轮传动强度计算说明：1、弯曲强度计算，要求，，公式中对大小齿轮，其它参数均相同只有不一样，应将和中较大者代入计算。2、轮齿面——按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度硬齿面——按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度3、在用设计公式定d1或m时，∵、、预先未知→试取载荷系数Kt代K（通常Kt=1.2~1.4）→计算得d1(mn)论为d1t(mnt)→按d1t计算v查、、→计算，若K与Kt相差较大，则应对d1t(mnt)进行修正。4、在其它参数相同条件下，弯曲疲劳强度与m成正比.设计参数选择1、压力角：标准齿轮2、Z1：a不变→Z1↑→↑→传动平稳性↑。到m↓→h↓（加工量减小→生产率↑）↓→降低齿面滑运速度VS→减小磨损胶合。到齿厚S↓→弯曲强度↓∴闭式软齿面齿轮（点蚀）→Z1可取多一些（20~40）→增加传动平稳性，减小冲击闭式硬齿面齿轮（弯曲疲劳）→a一定时，宜取Z1少一些（使m↑），Z1=17~20，但Z1≥17（14）。17—不根切，14—不量根切。3、齿宽系数↑→承载能力↑→d1↓→但易偏载（载荷分布不均匀），——推荐表9-7通常软齿面，支承对称布置精度高，可取大一些。通常硬齿面，支承悬臂布置，精度低时，可取小一些。二、许用应力S——疲劳强度安全系数KN——寿命系数横坐标应力循环次数N应力循环次数N=60njLhn——r/min，j——齿轮每转啮合次数，Lh——齿轮总工作时数——齿轮疲劳极限应力三、齿轮精度等级选择：按GB10095-88（圆柱齿轮）和GB11365-89（圆锥齿轮）要求：精度等级：高→低1，2，3，…5，6，7，8，9，10，11，12课后作业：10-5第13、14次4课时单元标题：10.7斜齿圆柱齿轮传动强度计算10.8直齿锥齿轮传动强度计算10.9齿轮结构设计课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握斜齿轮、锥齿轮受力分析和强度计算方法教学重难点：重点：斜齿轮、锥齿轮受力分析难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、斜齿轮轮齿受力分析不考虑摩擦力影响，轮齿所受法向力Fn作用于垂直于轮齿齿向法平面内，法平面与端面夹角为，Fn与水平面夹角为，其中为端面压力角，为法面内螺旋角，Fn可分解为三个相互垂直分力1、力大小Ft=2π/d1Ft1=-Ft2Fr=Ftgαn=Fttgαn/cosβFr1=-Fr2Fa=FttgβFa1=-Fa2Fn=F'/cosαn=Ft/(cosαncosβ)=Ft/cosαtcosβbFn1=F'n22、力方向Ft——“主反从同”，Fr——指向轴线—外齿；背向轴线—内齿Fa——主动轮左右手螺旋定则。即依照主动轮轮齿齿向伸左手或右手（左旋伸左手，右旋伸右手），握住轴线，四指代表主动轮转向，大拇指所指即为主动轮所受Fa1方向，Fa2与Fa1方向相反。螺旋角：引发轴向力↑Fa↑对传动不利（太小斜齿轮优点不显著）∵既不能太大，也不能太小，∴=8°~20°五、齿根变曲疲劳强度校核计算公式：Mpa设计计算公式：取标准值六、齿面接触疲劳强度计算接触疲劳强度校核公式Mpa引入齿宽系数得设计公式：（mm）——节点区域系数，其余参数同直齿轮锥轮齿受力分析沿齿宽分布载荷看作集中载荷Fn假设作用于齿宽中点，不计摩擦力，垂直于轮齿齿向法平面内与端内夹角为，Fn与水平内夹角为，Fn可分解为三个分力Ft，Fr，Fa1、力大小()2、力方向：Ft——“主反从同”，Fr——指向轴线，Fa——指向大端。弯曲强度校核公式：Mpa设计公式（mm）→取标准值齿形系数YFa、YSa——按当量齿数ZV=Z/cosδ查表9-5齿根应力修正系数齿面接触疲劳强度校核公式Mpa设计公式：（mm）齿轮结构设计齿轮结构设计包含齿轮齿圆结构，轮毂与轴联结方式和轮辐形状等，齿轮结构设计要依照齿轮尺寸大小，毛坯类型、材料、加工方法、使用要求和工艺性来确定。1、齿轮轴——当e<2mt2、实心齿轮——e>2mb，da≤160mm时3、胶板式齿轮——da<500mm，减轻重量，便于加工时装夹：da<300mm，锻选毛坯；da>300mm，铸造毛坯。4、轮辐式齿轮——400mm<da<1000mm齿轮传动润滑目标：降低啮合齿面间滑动摩擦，减轻磨损，提升效率、缓冲、防锈、散热润滑方式：润滑剂：油——高速；脂——低速；V<12m/s——浸油润滑；V>12m/s——喷油润滑润滑剂选择，应按工作条件，使用场所及润滑剂特征来选择适宜课后作业：10-7、10-8第15次2课时单元标题：11.1蜗杆传动类型11.2圆柱蜗杆传动主要参数及几何尺寸计算课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生了解蜗杆传动特点、类型及主要参数教学重难点：重点：蜗杆传动特点、参数计算、特征系数q难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、蜗杆传动类型1、圆柱蜗杆传动：阿基米德蜗杆（ZA）——最惯用，垂直于轴线平面齿廓为阿基米德螺线，在过轴线平面内齿廓为直线，在车床上切制时切削刃顶面经过轴线。，加工简单，磨削有误差，精度较低，刀子轴线垂直于蜗杆轴线，法向直廓蜗杆（ZN）——切削时刀刃垂直于轮齿法面，渐开线蜗杆（ZI）——刀刃平面与蜗杆基圆柱相切，端面齿莆为渐开线，二、蜗杆传动特点传动比大i=50~80——动力传动300——分度机构1000——只传递运动2、连续啮合，传动平稳，冲击载荷小，噪音低3、具备自锁性，即当4、齿面滑动速度VS大、磨损、发烧，轻易使润滑失效，η较低，易磨损、胶合。三普通圆柱蜗杆传动主要参数及几何尺寸计算1、普通圆柱蜗杆传动主要参数及其选择主平面内参数：蜗杆——轴面；蜗轮——端面1、模数m和压力角（中间轴）主平面内蜗杆蜗轮传动相当于——齿条与渐开线齿轮（阿基米德蜗杆）主平面：蜗杆——轴面,；蜗轮——端面，——正确正确合条件2、蜗杆分度圆直径d1和直径系数q因为加工蜗轮须用与之啮合蜗杆参数相同滚刀来加工，所以对于同一尺寸蜗杆必须一把对应蜗轮滚刀，即对同一模数不一样直径蜗杆，必须配对应数量滚刀。∴为了限制蜗轮滚刀数量，取蜗杆直径d1为标准值，并引入直径系数q.——∴d1=mq≠mZ1d1、q——通常同m，只有1~2个，q、d1即只面1~2把滚刀。3、蜗杆头数Z1通常Z1=1~6：单头，i大，易自锁，效率低，但精度好多头杆，η↑，但加工困难，精度↓4、导程角将蜗杆分度圆上螺旋线展开，如图10-10所表示，则蜗杆导程角为5、传动比和齿数比u——齿数比——大齿轮齿数比小齿轮齿数；传动比——从动轮齿数比主动轮齿数6、蜗轮齿数Z2，动力传动7、标准中心距a四蜗杆传动几何尺寸计算——蜗轮喉圆直径da2、蜗轮顶圆直径de2，蜗轮齿宽B，蜗轮齿宽角，蜗杆齿宽b1等。课后习题：11-1、11-2第16次2课时单元标题：11.3承载能力计算11.4圆弧圆柱蜗杆传动设计计算11.5效率、润滑及热平衡计算11.6结构设计课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握蜗轮强度计算方法及蜗杆传动，热平衡计算方法教学重难点：重点：蜗杆传动受力分析难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、蜗杆传动失效形式、设计准则及惯用材料1、失效形式：点蚀，齿根折断，齿面胶合和磨损尖效：蜗轮——最常见失效是齿面胶合和过分磨损。2、设计准则开式传动——主要失效是齿面磨损和轮齿折断设计准则：为按齿根弯曲疲劳强度为设计准则闭式传动：主要失效是胶合和点蚀设计准则：按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度，另计算热平衡和蜗杆刚度。3、惯用材料要求：1）足够强度；2）良好减摩、耐磨性；3）良好抗胶合性蜗杆材料40、45，调质HBS220~300——低速，不太主要40、45、40Cr，表面淬火，HRC45~55——通常传动15Cr、20Cr、12CrNiA、18CrMnT1、HRC58~63——高速重载蜗轮铸铸青铜（ZCuSn10P1，ZCuSn5P65Zn5）——VS≥3m/s时，减摩性好，抗胶合性好，价贵，强度稍低。铸铝铁青铜（ZcuAl10Fe3）——VS≤4m/s，减摩性、抗胶合性稍差，但强度高，价兼铸铁：灰~；球墨~。——VS≤2m/s，要进行时效处理、预防变形。二、蜗杆传动受力分析蜗杆主动，法向力Fn作用在垂直于蜗杆轮齿齿向法平面内，法平面与轴面夹角为，与水平面夹角为，法向力Fn可分解为三个相互垂直分力Ft、,Fr和轴向力Fa。1、力大小——传动效率2、力方向和蜗轮转向判别Ft——“主反从同”，Fr——指向轴线Fa1——蜗杆左（右）手螺旋定则，依照蜗杆齿向伸左手或右手，握住蜗杆轴线，四指代表蜗杆转向，大拇指所指代表D蜗杆所受轴向力Fa1方向，Ft2方向与Fa1相反，Ft2方向即为W2转向。三、蜗杆传动强度计算1、蜗轮齿面接触疲劳强度：校核公式：Mpa设计公式：mm定m,q，2、蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算弯曲疲劳强度校核公式：（10-13）设计公式：mm3蜗杆传动效率——功率损耗分三个部分——由啮合摩擦损耗所决定效率——蜗杆分度圆柱上导程角；——当量摩擦角；——当量摩擦系数，——查表——轴承效率——蜗杆或蜗轮搅油引发效率通常Z11，2，4，60.7，0.8，0.9，0.95普通蜗杆蜗杆传动润滑目标：1）提升；2）降低温升，预防磨损和胶合因为摩擦损耗大，∴油温升比较高，润滑油精度↓易胶合，所以，应采取较高粘度润滑油。通常低速重载→用粘度高润滑油；通常高速轻载→用粘度低润滑油蜗杆传动热平衡计算∵蜗杆传动效率较低，摩擦发烧较大，温升较高，过高温度使润滑油稀释，粘度下降，啮合时从齿面间被稀释，会加剧磨损和胶合。∴要进行热平衡计算：∴蜗杆传动单位时间发烧量为H1H1=1000P（1-）W若以自然冷却方式，单位时间散热量为H2H2=KdS(t-t0)WKd——箱体表面散热系数，S——箱体散热面积t——油工作温度，通常应限制在60~70℃，最高不超出80℃，tmax≤80℃t0——环境温度，通常取t0=20℃达成热平衡时：1000P（1-）=KdS(t-t0)∴热平衡时温度：如t>80°时方法：加散热片以增大散热面积蜗杆轴端加风扇，用强制风冷却在传动箱内安装循环冷却管路圆柱蜗杆、蜗轮结构设计课后习题：11-3、11-4第17次2课时单元标题：传动机构认知课堂类别：实训教学目标：经过此次课学习，使学生掌握带、链、齿轮、蜗轮传动特点和应用教学重难点：重点：传动机构设计难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、分组实训、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：实训为主，教师讲授为辅主要教学内容及过程分组：每组20人，共分为三组。教师讲授常见带、链、齿轮、蜗轮传动特点、类型及应用。经过实物演示及实际应用。实训地点：1号实训楼二楼机械原理实训室；2号实训楼一楼奇瑞发动机及变速箱。经过教师讲解及演示，学生分组实训，包含发动机正时皮带中带传动，汽车手动变速箱里面齿轮传动等。总结提问第17次2课时单元标题：13.1概述13.2滚动轴承主要类型及代号13.3滚动轴承类型选择课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握惯用滚动轴承类型与特点教学重难点：重点：轴承选取难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程概述：标准滚动轴承组成：内圈1、外圈2、滚动体3（基本元件）、保持架4一、滚动轴承主要类型与特点接触角——外圈与滚动体接触处法线与垂直于轴线平面夹角。类型——按承载方向：按滚动体形状：球~——承载能力低，极限转速高滚子~——承载能力高，极限转速低尤其注意最惯用几个①深沟球轴承——6主要承受径向载，也可受一定双向轴向载荷，f小精度高，结构简单，价格低，最惯用。②调心球轴承2——主要承受径向载荷，也可承受较小双向轴向力，能自动调心，适于轴刚性较差场所。③圆柱滚子轴承——N（2）只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷，承载能力大，支承刚性好，外圈或内圈能够分离，或不带内外圈，适于要求径向尺寸较小场所。④角接触球轴承——7（6）能同时承受径向载荷和单向轴向力，接触角，越大，承载Fa能力越高，为承受双向轴向力应成对使用，对称安装。⑤圆锥滚子轴承——3（7）能同时承受径向载荷和单向Fa，越大，承受Fa能力越大，承载能力高于角接触球轴承，但极限转速稍低，外圈可分离，通常应成对使用，对称安装，但安装调整比较麻烦。⑥推力球轴承——5（8）单向推力球轴承51000—只能受单向Fa；双向推力球轴承5—能承受双向Fa。不能受Fr，且极限nj转速较低，高速时，因为离心力较大，钢球与保持架磨损发烧较严重。⑦滚针轴承，↑Fr，承载能力较高∴高速时用深沟球轴承或角接触球轴承代替。滚动轴承代号1、基本代号——表示轴承内径、尺寸系列和类型，最多为五位（1）轴承类型——基本代号右起五位用数字或字母表示，重点：6—深沟球~；3—圆锥滚子~；5—推力球~；7—角接触球~；1—调心球；N—圆柱滚子~。（2）尺寸系列——表示轴承在结构、内径相同条件下具备不一样外径和宽度，基本代号右起三、四位。宽度系列——右起第四位——一些宽度系列（主要为0系列和和正常系列）代号可省略，直径系列——右起第三位——相同内径，不一样直径系列轴承尺寸对比（3）轴承内径——基本代号右起一二位数字。内径d=20~480mm，且为5倍数时，代号=d/5或d=代号×5(mm)前置代号（字母）基本代号（数字、字母）后置代号（字母+数字）五四三二一∣轴承分部件代号∣类型代号∣宽度系列代号∣直径系列代号∣内径代号∣内部结构代号∣密封与防尘代号∣保持架及材料代号∣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2、前置代号——表示轴承分部件，用字母表示。3、后置代号——反应轴承结构、公差、游隙及材料特殊要求等，共8组代号。（1）内部结构代号——反应同一类轴承不一样内部结构例：C、AC、B——代表角接触球轴承接触角，和，（3）轴承公差等级精度高————————————→低公差等级24566X0代号/P2、/P4、/P5、/P6、/P6X、/P0滚动轴承类型选择课后作业：13-1、13-2第18次2课时单元标题：13.4滚动轴承工作情况13.5滚动轴承尺寸选择13.6轴承装置设计课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生掌握惯用滚动轴承失效形式及计算准则教学重难点：重点：滚动轴承疲劳点蚀难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、滚动轴承受力分析、失效形式及计算准则滚动轴承载荷分布：实际工作时，最少达成下半圈滚动体受载，轴承工作时轴承元件上载荷与应力改变：滚动体进入承载区后，所受载荷由零增加到Qmax，然后再逐步减小到零——其应力为不稳定脉动循环改变，转动套圈上各点承载情况及应力情况，也是不稳定脉动循环变应力。固定套圈上某一点上载荷和应力是稳定脉动循环变应力。滚动轴承失效形式和计算准则：主要失效形式：1）疲劳点蚀——安装润滑和维护良好情况下正常失效形式——主要失效形式和轴承寿命计算依据2）塑性变形——转速很低或作间歇摆动时主要失效形式——引发振动、噪声、摩擦力矩增大，运转精度降低磨损——润滑不良和密封不严情况下，或多尘条件下工作轴承主要失效形式。有磨磨损和粘着磨损（烧伤）计算准则：通常轴承1）进行疲劳寿命计算（针对点蚀）；2）静强度校核。二、几个主要概念一）、基本额定寿命和基本额定动载荷1、基本额定寿命L10基本额定寿命L10——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%轴承在产生疲劳点蚀前所能运转总转数（以106为单位）或一定转速下工作时数基本额定动载荷C——由试验得到，轴承基本额定寿命L10=1（106转）时，轴承所能承受载荷称~。在基本额定动载荷作用下，轴承能够转106转而不发生点蚀失效可靠度为90%。纯径向载荷——向心轴承基本额定动载荷C纯轴向载荷——推力轴承二）、滚动轴承当量动载荷P（实际载荷）定义：将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷载荷条件相一致假想载荷，该假想载荷称为：当量动载荷P在当量动载荷P作用下轴承寿命与实际联合载荷作用下轴承寿命相同1．对只能承受径向载荷R轴承（N、NA轴承）P=R2．对只能承受轴向载荷A轴承（推力球（5）和推力滚子（8））P=A3．同时受径向载荷R和轴向载荷A轴承P=XR+YAX——径向载荷系数，Y——轴向载荷系数考虑冲击、振动等动载荷影响，使轴承寿命降低，引入载荷系数fp则：P=fRR——受RP=fPA——只受AP=fP(XR+YA)——同时有R和A三、滚动轴承寿命计算公式载荷与寿命关系曲线方程为：=常数3~球轴承——寿命指数=10/3——滚子轴承依照定义：，P=C（轴承所能承受载荷为基本额定功载荷）∴∴（106r）按小时计轴承寿命：（h）考虑当工作t>120℃时，因金属组织硬度和润滑条件等改变，轴承基本额定动载荷C有所下降，∴引入温度系数ft——对C修正，则（h）当P、n已知，预期寿命为，则要求选取轴承额定动载荷C为N——选轴承型号和尺寸！角接触球轴承和圆锥滚子轴承轴向载荷A计算。该类轴承受R→产生派生轴向力S，∴要成对使用，对称安装实际轴向载荷A确实定1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧”和“放松”轴承。2）“压紧”端轴承轴向力等于除本身派生轴向力外，轴上其余全部轴向力代数和。3）“放松”端轴承轴向力等于本身派生轴向力不一样可靠度时滚动轴承寿命Ln前面公式中计算得到轴承寿命可靠度为90%，而各种机械中所要求轴承寿命可靠度不一样，∴为计算不一样可靠时轴承寿命，引入寿命修正系数a1，则L10——为轴承基本额定寿命，其可靠度为90%a1——可靠度不为90%时，额定寿命修正系数，Ln——可靠度为1-n时轴承额定寿命（h）一、滚动轴承静载荷1、基本额定静载荷C0——取决于正常运转时轴承允许塑性变形量——即受载最大滚动体与滚道接触处中心处引发接触应力达成一定值（例调心球：4600Mpa；其余球轴承：4200Mpa；滚子轴承：4000Mpa）2、按静载选择轴承条件：S0——轴承静强度安全系数P0——轴承当量静载荷（假想载荷）。在当量载荷作用下轴承塑性变形量与实际载荷作用下轴承塑性变形量相同。R、A——轴承所受实际径向和轴向载荷X0、Y0——静径向和轴向载荷系数四、滚动轴承组合结构设计滚动轴承组合结构设计包含：轴承固定、调整、预紧、配合、装拆、润滑和密封等问题。一）、滚动支承结构型式1、两端固定支承——惯用，结构简单，安装调整方便每个支点轴承内、外圈均单方向轴向固定2、一端固定（双向），一端游动——适于转速较高，温差较大和跨距较大（L>350mm）3、两端游动——人字齿轮高速主动轴二）、滚动轴承轴向固定内圈与轴外圈与座孔三）、支承刚度和座孔同心度四）、滚动轴承游隙和轴系轴向位置调整五）、滚动轴孔配合松————→紧轴承内圈与轴——基孔制：惯用：js6，j6，k6，m6，n6松————→紧轴承外圈与轴承座孔——基轴制：惯用：G7，H7，JS7，J7六）、滚动轴承预紧预紧目标：1）提升旋转精度；2）增加支承刚性；3）减小振动和噪音，延长轴承寿命。预紧原理：消除轴承中轴向游隙，使滚动体与内外圈接触处产生初始变形七）、滚动轴承装拆要求：1）压力应直接加于配合较紧套圈上；2）不允许经过滚动体传递装拆力；3）要均匀施加装拆力——禁止重锤直接敲击八）、滚动轴承润滑目标；1）降低摩擦和磨损；2）散热；3）缓冲、吸振、降低噪音；4）防锈和密封。润滑方式1、脂润滑—2、油润滑3、固体润滑九）、滚动轴承密封密封作用：1）预防内部润滑剂流失；2）预防外部灰尘和水分、杂质侵入密封类型：接触式密封；非接触式密封；组合式密封。课后作业：13-5、13-6、13-7第19次2课时单元标题：联轴器和离合器课堂类别：理论教学目标：经过此次课学习，使学生了解联轴器、离合器、制动器类型与特点教学重难点：重点：联轴器、离合器、制动器选取难点：无教学方法与伎俩：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学伎俩：课件演示、视频课件主要教学内容及过程联轴器与离合器都是用来联接两轴、传递运动和转矩区分：联轴器联接两种只有停车后经拆卸才能分离，而离合器联接两轴可在机器工作中方便地实现分离与接合。制