太理工机械设计课件20课程复习

机械设计课程的主要内容总论齿轮传动轴及轴系零、部件蜗杆传动带传动链传动联轴器、离合器和制动器联接机械零部件的润滑与密封弹簧机械系统总体方案设计机械系统的组成(1)

动力系统

提供动力、实施能量转换

如：水轮机电动机机械能水能(自然界能源)电能(二次能源)(2)

传动系统

将动力机的动力和运动传递给执行系统的中间装置

功能：减速变速传递动力改变运动规律多驱动(3)

执行系统

直接完成预定任务的装置(4)

操纵及控制系统使各部分协调动作(5)

辅助装置

如冷却、润滑、记数、照明机械能性质和任务1.性质2.任务3.机械零件设计的步骤机类各专业重要的技术基础课树立正确的设计思想和设计方法具有初步设计传动装置和简单机械的能力了解机械系统总体方案的设计过程失效：零件失去正常工作的能力计算准则：衡量零件工作能力的指标受力分析选择材料确定计算准则技术文档

理论计算(参数设计)结构设计约束条件式如强度准则1.载荷一、载荷和应力机械设计中的强度问题机器正常工作时所受的实际载荷(一般难以确定)名义载荷：工作载荷：计算载荷：载荷系数(考虑各种附加载荷)按原动机功率求得(理想状态)功率kW转速r/min2.应力静应力：不随时间而变的应力变应力：随时间而变的应力稳定循环：不稳定循环：随机：不随时间变之一随时间变变化无规律3.几种稳定循环变应力)(1)变应力参数(以正应力为例、可将替换(2)对称循环变应力对称循环变应力脉动循环变应力(3)脉动循环变应力最大应力最小应力应力幅平均应力已知2个参数可确定其余参数循环特征非对称循环变应力(4)静应力二、静应力作用下的强度条件1.危险剖面的应力正应力：剪应力：极限应力脆性材料取强度极限塑性材料取屈服极限2.危险剖面的安全系数三、变应力作用下的强度条件1.

静、变应力下的零件损坏和极限应力(2)极限应力静应力极限应力：与材料性能有关变应力疲劳极限：与材料有关外，还与循环特征r、应力循环次数N、应力集中、绝对尺寸、表面状态有关(1)零件损坏机理静应力作用下：危险剖面塑性变形或断裂变应力作用下：疲劳断裂零件表面应力超过极限值微裂纹扩展断裂2.不同循环次数N

时的疲劳极限(1)疲劳曲线在循环特征为r

的变应力作用下对一组试样作疲劳试验一个值记录下试样破坏的值(2)循环基数当值小到某一数值时，“无数”次循环试样都不会疲劳破坏，则用替代“无数”次。如碳钢(3)材料疲劳极限与对应的值曲线方程：(4)不同N

的疲劳极限当时当时3.不同应力循环特征r

时的疲劳极限材料的极限应力简图零件的疲劳极限则结论：对于塑性材料对于脆性材料以上正应力公式，用替代则对剪应力同样适用。齿轮传动齿轮传动闭式传动开式传动半开式传动—封闭在箱体内，润滑条件好—外露，润滑较差，易磨损—介于上两者之间,有防护罩齿轮传动的特点优点：传递功率和转速适用范围广；具有稳定的传动比；效率高、结构紧凑。缺点：制造成本较高；精度低时，噪声和振动较大；不宜用于轴间距离较大的传动。

齿轮传动失效形式和设计准则一、失效1、轮齿折断★

疲劳折断★

过载折断全齿折断—常发生于齿宽较小的直齿轮局部折断—常发生于齿宽较大的直齿轮，和斜齿轮措施：增大齿根圆角半径、提高齿面精度、正变位、增大模数等2、齿面疲劳点蚀★

点蚀常发生于闭式软齿面（HBS≤350）传动中★

点蚀的形成与润滑油的存在密切相关★

点蚀常发生于偏向齿根的节线附近★

开式传动中一般不会出现点蚀现象措施：提高齿面硬度和齿面质量等3、齿面胶合配对齿轮采用异种金属时，其抗胶合能力比同种金属强措施：采用异种金属、降低齿高、提高齿面硬度等5、齿面塑性变形措施：提高齿面硬度，采用油性好的润滑油4、齿面磨损是开式传动的主要失效形式措施：改善润滑和密封条件二、齿轮传动的设计准则主要针对疲劳折断和齿面点蚀这两种失效形式齿根弯曲疲劳强度—齿轮抵抗轮齿疲劳折断的能力齿面接触疲劳强度—齿轮抵抗齿面疲劳点蚀的能力开式齿轮传动采用准则二，但不校核齿面接触强度设计准则一：对于闭式软齿面（HBS≤350）传动，主要失效形式是齿面点蚀，所以按齿面接触疲劳强度设计，而校核齿根弯曲疲劳强度。设计准则二：对于闭式硬齿面（HBS>350）传动，主要失效形式是齿根弯曲疲劳折断，所以按齿根弯曲疲劳强度设计，而校核齿面接触疲劳强度。直齿圆柱齿轮传动的受力分析及计算载荷一、轮齿受力分析条件：标准齿轮并忽略齿面间的摩擦力圆周力—径向力—法向力—各力方向：Ft1与主动轮回转方向相反Ft2与从动轮回转方向相同Fr1

、Fr2分别指向各自齿轮的轮心各力关系：Fr1=-Fr2Ft1=-

Ft2Fn1=-Fn2二、计算载荷FncK=KAKv

KαKβFnc=KFn=KFt/cosα

三、齿面接触疲劳强度计算强度条件：σH≤σHP（校核式）讨论：齿面接触疲劳强度主要取决于分度圆直径d齿宽b

的大小应适当，b过大会引起偏载令：ψd=b/d1—齿宽系数

软齿面、对称布置：ψd=0.8~1.4

非对称布置：ψd=0.6~1.2悬臂布置、开式传动：ψd=0.3~0.4直齿轮取小斜齿轮取大硬齿面降低50%模数的大小对接触强度无直接影响d越大，接触强度σH越小,越大设计式：σH1=σH2，而σHP1≠σHP2设计时，σHP=min{σHP1,σHP2}求出d1→选择z→计算m=d1/z1为便于装配，取b1=b2+(5~10)mmb2=ψd

d1b1=b2b1>b2四、齿根弯曲疲劳强度计算σF≤σFP校核式：设计式：讨论：影响齿根弯曲疲劳强度的主要参数是模数mm↑→弯曲强度→齿厚s→截面积↑→σF配对的大小齿轮的弯曲应力不等计算模数时，比较与的大小，代入大值

单侧受载时，σF看成脉动循环，双侧受载时，σF看成对称循环五、提高齿面接触、齿根弯曲疲劳强度的主要措施斜齿轮的特点—轮齿呈螺旋形；啮合时接触线倾斜斜齿圆柱齿轮传动的强度计算一、斜齿圆柱齿轮传动的受力分析圆周力径向力轴向力法向力αn—法面压力角αt—端面压力角β—螺旋角各力关系：21各力方向：Ft、Fr与直齿轮相同Fa

—决定于齿轮的转向和轮齿的旋向例：n2n1Fr2Fr1Ft1Ft2n1n2Fa2Fa1用“主动轮左、右手定则”判断二、齿面接触疲劳强度计算斜齿轮的强度当量直齿圆柱齿轮的强度相当于当量直齿圆柱齿轮：模数=斜齿轮法面模数mn

压力角

=斜齿轮法面压力角αn齿数

=当量齿数zv=z/cos3β分度圆直径

dv=d/cos2β法向力=

斜齿轮的法向力Fn

把斜齿圆柱齿轮的强度计算问题转化成直齿圆柱齿轮的强度计算问题引入齿宽系数ψ

d=b/d1，得设计式：校核式：

相同条件下，斜齿轮接触应力比直齿轮小,故斜齿轮接触强度比直齿轮大原因：●

重合度大，同时啮合的齿数多●

接触线是倾斜的●

当量齿轮直径大，齿廓平直斜齿轮的弯曲强度也按当量齿轮进行三、齿根弯曲疲劳强度强度计算校核式：设计式：注意：●

YFS应按ZV=Z/cos3β查取●

设计时代入YFS1YFa1/σFP1与YFS2YFa2/σFP2中的大值结论：◎

斜齿轮的强度等同于其当量直齿轮的强度◎条件相同时,斜齿轮的强度大于直齿轮(β的影响)一、直齿锥齿轮传动受力分析作用于齿宽中点的法向力分解成三个分力：圆周力径向力轴向力直齿圆锥齿轮传动的强度计算各力方向：Ft、Fr与圆柱齿轮相同Fa1、Fa2—分别指向各自齿轮的大端各力关系：校核式：设计式：同直齿轮校核式：设计式：按当量齿数查图表三、齿根弯曲疲劳强度强度计算二、齿面接触疲劳强度计算挠性传动

通过环形曳引元件，在两个或多个传动轮之间传递运动和动力的传动。主要包含带传动、链传动和绳传动按工作原理可分为：摩擦型传动靠曳引元件与传动轮表面间的摩擦力来传递运动和动力靠特殊形状的曳引元件与传动轮轮齿的啮合来传递运动和动力啮合型传动带传动二、带传动的特点：1、带具有弹性，能吸振，传动平稳，噪声小2、过载时带在带轮上打滑，可保护其它零件，起安全保护作用3、适用于中心距较大的场合4、结构简单，装拆方便，成本较低6、带在带轮上有相对滑动，传动比不恒定7、传动效率低，带的寿命较短8、传动的外廓尺寸大9、需要张紧，支承带轮的轴和轴承受力较大10、不宜用于高温、易燃等场合三、带传动的受力分析带未工作之前，以一定的初拉力张紧在带轮上，设初拉力为带工作时，两边拉力不再相等，紧边拉力由增加到，松边拉力由减小到FfF0F0F1F2n1n2Ff带工作前：带工作时：

由于带是弹性体，且带的总长不变，因此紧边拉力增量应等于松边拉力减量，即：所以有：有效拉力也即带所能传递的圆周力，等于接触面间的摩擦力总和，为紧边、松边的拉力差设带传递的功率为P，带速为v,则所需带的有效拉力为：或要让带能正常工作，必须使：

当带与带轮间的摩擦力达到极限值时，紧边拉力与松边拉力可用欧拉公式表示：极限摩擦力与下列因素有关：1、初拉力。越大，传动时的摩擦力也越大。2、包角.包角越大，极限摩擦力也越大。3、摩擦系数。越大，就越大。思考题：如何提高带的承载能力？F0不能太大，否则带的压轴力也大，带的寿命降低；F0不能太小，否则带的传动能力不能充分发挥，容易打滑。四、传动带的应力分析1、拉应力：紧边松边两者相差越大，带越易产生疲劳破坏！2、离心拉应力：

V越大，带往外甩得越厉害，承载能力下降,所以：v<25m/s3、弯曲应力：

为控制带中的弯曲应力不宜过大，因此必须限制小带轮的最小直径dd1

带在预期寿命内不发生疲劳破坏的条件：

五、带传动的弹性滑动与打滑弹性滑动

带是弹性体，受力后发生弹性变形，由于紧边和松边拉力不等，导致带在带轮上有微小的相对滑移现象。后果从动轮的圆周速度下降功率损失、降低传动效率增加带的磨损滑动率：由于弹性滑动引起从动轮的圆周速度的相对降低量故带传动的传动比应为：从动轮的直径和转速分别为：在要求较高的场合，按上式计算带轮直径，圆整即可；在要求不高的场合，可用下式算带轮直径，再取标准值。2、打滑

当带传递的载荷增大，有效拉力也相应增大，如果有效拉力达到或超过极限摩擦力时，相对滑动将在整个接触弧上发生，导致带传动失效的现象称为打滑。带传动运动不平稳，带磨损相当厉害，应当避免什么是弹性滑动？什么是打滑？它们有何区别？六、带传动的主要失效形式及计算准则1）打滑2）疲劳破坏1、主要失效形式2、计算准则既不打滑，由具有一定的疲劳强度和寿命七、带传动的设计——带的型号、根数、长度等2、不打滑条件1、疲劳强度条件或1.概述挠性传动带传动链传动套筒滚子链与带传动相比、链传动具有：(1)没有滑动，平均传动比准确(2)张紧力小，故轴上受力小(3)能在高温、潮湿、油污等恶劣环境下工作(4)工作时有冲击和噪音，不宜在高速中使用(5)价昂链传动工作情况分析链的平均速度平均传动比2.链传动的平均传动比3.链传动运动的不均匀性每一链节从进入到脱离啮合，链条前进的瞬时速度周期性由小－大－小变化范围瞬时速度变化垂直分速度亦周期性变化，链条抖动链轮转速越高节距越大(齿数越少)链传动的动载荷越大4.链传动的失效及其设计准则与带传动设计类似，确定不发生失效的链条规格(链号)设计准则：转速链额定功率链号（节距）失效形式：(3)多次冲击破断(5)过载拉断

(4)胶合(2)链的疲劳破坏(1)铰链磨损轴一、轴的功能及分类支撑回转类零件，并使其有确定的工作位置，传递运动和动力。功能：分类：1、按载荷性质心轴传动轴转轴只承受弯矩不传递转矩只传递转矩不承受弯矩或弯矩很小即承受弯矩又传递转矩二、轴的失效形式疲劳断裂受弯矩或扭矩作用的轴其应力多为变应力，在变应力的反复作用下轴易发生疲劳断裂塑性变形瞬时过载很大，应力状态接近静应力三、轴的设计步骤选择材料估算轴的最小直径结构设计刚度强度验算1、按扭转强度估算轴径2、按经验公式估算最小轴径对于一般减速装置中的轴，和电机相连的高速轴最小直径可用电机轴径估算:各低速轴最小直径可按同级齿轮中心距估算:d=（0.8~1.2）Dd=(0.3~0.4)a轴的结构设计目的:1、合理定出轴各部分的几何形状和尺寸2、轴上零件要准确定位和可靠的固定3、提高轴的结构工艺性4、提高轴的强度和刚度一、轴上零件的轴向定位和固定的方法二、轴上零件的周向定位和固定三、轴的结构工艺性1、为了装拆的方便，轴及轴肩的端部应加工出必要的倒角；2、为了加工的方便，应使同一轴上的圆角、倒角、键槽、越程槽、退刀槽等尺寸一致；3、同一轴上，键槽应开在同一条母线上。需磨削的轴段应有砂轮越程槽；需切削螺纹的轴段应有退刀槽。

4、为了便于加工和检验，轴的直径应取圆整值；与滚动轴承相配合的轴段直径应符合轴承内径标准；有螺纹的轴段直径应符合螺纹标准直径。四、提高轴的强度和刚度1、减小应力集中2、改善轴的表面质量

3、改善轴的受力状况A）适当增大圆角半径B）凹切圆角C）肩环结构可采用辗压、喷丸、渗碳淬火、氮化、高频淬火等方法1）改善轴上零件结构2）减小轴上载荷3）改善应力特征轴的强度验算

验算方法：弯扭合成法对于一般钢制的转轴，同时受弯矩和扭矩的作用，可以用第三强度理论求危险截面上的当量应力：

对于一般的转轴，

b为对称循环变化的弯曲应力，而

的应力特征则随T的特性而定。考虑两者循环特征不同的影响，将转矩加以修正，得校核轴强度的基本公式为：若转矩恒定不变，则：

若单向回转的转矩，其变化规律不甚清楚时，一般按脉动循环变应力处理。对于脉动循环的转矩，则：对于对称循环变化的转矩，则：折算系数轴直径的计算公式：1）要合理的选择危险截面，当量弯矩最大处不一定就是危险截面；2）若轴的强度不够，可增大轴径、另选材料或改变热处理方法。3）按安全系数校核计算(重要轴)疲劳强度安全系数计算

滑动轴承滑动轴承是用来支撑轴颈的零件，主要用在如下场合：1、有较大的冲击和振动载荷；2、要求对轴的支承位置特别精确；3、工作转速特别高；4、根据装配要求必须做成剖分式；5、径向尺寸受到限制；6、某些特殊工作条件（如在水或腐蚀性的介质等）。工作表面的摩擦状态液体摩擦滑动轴承非液体摩擦滑动轴承：轴颈和轴瓦被润滑油膜完全隔开；只有分子间的内摩擦

轴颈和轴瓦间虽有润滑油，但凸起部分仍直接接触，摩擦系数较大非液体滑动轴承的设计一、失效形式1、磨损金属间的摩擦和磨损导致轴承配合间隙的加大，影响轴的旋转精度，甚至使轴承不能正常工作。2、胶合高速重载且润滑不良时，摩擦加剧，发热多，使轴承上较软的金属粘焊在轴颈表面而出现胶合。设计准则失效形式磨损防止过度磨损发热引起胶合防止胶合滚动轴承滚动轴承的优、缺点与滑动轴承相比，滚动轴承具有下列优点、缺点：1、摩擦系数小，启动力矩小，效率高；2、轴向尺寸（宽度）较小；3、某些轴承能同时承受径向和轴向载荷，可使机器结构简化、紧凑；4、径向间隙小，还可用预紧方法消除间隙，因此运转精度高；5、润滑简单，耗油量少，维护保养方便；6、它是标准件，易于互换。抗冲击能力较差，高速时噪声大，工作寿命不及液体摩擦滑动轴承，径向尺寸比滑动轴承大滚动轴承的代号

前置代号

基本代号

后置代号

类型代号

尺寸系列代号

内径代号用数字或字母表示

0—深沟球轴承

1—调心球轴承

3—圆锥滚子轴承

6—角接触球轴承

7—圆锥滚子轴承

8—推力球轴承由轴承的宽度系列和直径系列代号（2位数字）组成。宽度系列：直径系列：0—窄；0—特轻；1—正常；1—特轻；2—宽；2—轻；3、4—特宽；3—中；5、6—特宽。4—重。内径尺寸代号100012011502170320-495d/522、28、32、500及500以上/内径前置代号：用于表示轴承的分部件，字母表示；后置代号：用于表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求，字母或数字表示；如：接触角为150、250和400的角接触轴承，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、6级、6x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、/P6、/P6x和/P0。滚动轴承的选择一、滚动轴承所受负荷的大小、方向和性质球轴承：轻载、高速、负荷波动较小且旋转精度要求较高滚子轴承：重载、低速、负荷波动较大且旋转精度要求较低纯径向载荷：深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承径向、轴向均较大：角接触球轴承或圆锥滚子轴承纯轴向载荷：推力轴承主要受径向载荷：深沟球轴承主要受轴向载荷：推力调心滚子轴承、深沟球轴承与推力轴承联合使用、圆柱滚子轴承与推力轴承联合使用A、类型的选择二、滚动轴承的调心性能1、多支点轴2、支点跨距大3、轴的中心线与轴承座中心线不重合而有较大的角度误差4、轴受力大有很大的弯曲或倾斜时宜采用调心球轴承或调心滚子轴承三、经济性的要求B、型号的选择1、一般情况下，直径系列先选轻系列或中系列，待校核后再根据具体情况进行调整。宽度系列先选正常系列。2、内径根据轴径确定，公差等级若无特殊要求，一般选用0级。滚动轴承的主要失效形式和设计准则一、主要失效形式1、疲劳点蚀

径向载荷通过轴径作用于内圈，接触点处的弹性变形使内圈沿R方向下移，上半圈滚动体不受载，下半圈滚动体承受载荷不等。因此当轴承工作时，内圈、外圈及滚动体均受变应力的作用。2、塑性变形过大静载荷或冲击载荷作用下，会使轴承滚道和滚动体接触处的局部应力超过材料的屈服极限，从而出现表面塑性变形。二、设计准则3、其它失效形式：磨损、胶合、轴承元件破裂等中速轴承疲劳点蚀足够疲劳寿命高速轴承疲劳点蚀、过度磨损和烧伤足够疲劳寿命转速低于极限值低速轴承或不转动轴承塑性变形静强度校核，防止过大塑性变形滚动轴承的寿命计算轴承寿命：轴承中任一滚动体或内、外圈滚道上出现疲劳点蚀以前所经历的总转数或在一定转速下所经历的工作小时数。轴承的基本额定寿命：一批相同的轴承，在相同的条件下运转，其中90%的轴承不发生疲劳点蚀前所转过的总转数或在一定的转速下运转的总小时数。一、滚动轴承寿命计算的基本公式轴承寿命的疲劳曲线：P—当量动负荷，N；L—额定寿命，106；

—寿命指数，球轴承

=3，滚子轴承

=10/3轴承的基本额定动负荷：在基本额定寿命L=1（106），可靠度为90%时的轴承负荷。用C表示。C——基本额定动负荷，衡量轴承工作能力的主要指标。基本额定动负荷有两种：1、径向额定动负荷—主要承受径向负荷的向心轴承（深沟球轴承、角接触球轴承、圆锥滚子轴承），用Cr表示；2、轴向额定动负荷—主要承受轴向负荷的推力轴承,用Ca表示。正常工作温度（

1200C）时的额定动负荷C值可查有关手册。当工作温度（>1200C）时的额定动负荷C值需用温度系数ft进行修正。即：Ct=Cft

，ft可查表。二、滚动轴承的当量动负荷滚动轴承可同时承受径向和轴向负荷，为了计算寿命时与基本额定动负荷在相同条件下比较，需将实际工作负荷转化为当量动负荷。向心轴承为Pr，推力轴承为Pa。在当量动负荷作用下，轴承寿命与实际复合负荷下轴承的寿命相同。当量动负荷的计算公式为：R为名义径向负荷，A为名义轴向负荷，X、Y为径向、轴向系数。P=XFr+YFa对于只能承受径向负荷的向心轴承，如圆柱滚子轴承、滚针轴承：对于只能承受轴向负荷的推力轴承，如推力轴承：考虑到在工作中的冲击、振动及转动零件不平稳等所产生的动负荷对轴承寿命的影响，用动负荷系数fp对当量动负荷进行修正：X、Y和e均由表8-7查得，e—轴向负荷影响系数。Fa/Fr>e时，表示轴向负荷的影响较大，计算P时必须考虑Fa的影响。Fa/Fr<e时，表示轴向负荷的影响不大，计算P时可忽略Fa的影响。P=FrP=FaP=fp(XFr+Yfa)P=fpFrP=fpFaC0r—轴承的径向额定静负荷，由标准手册查取。三、角接触球轴承及圆锥滚子轴承轴向负荷Fa的计算由于滚动体负荷方向与轴承径向平面成一接触角，所以要产生派生轴向力S。对角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受径向负荷时：计算当量动负荷时，必须考虑此派生轴向力。S的计算公式见表8-9，方向总是沿着内圈和滚动体对外圈脱离的方向。1、如果轴承2被压紧，轴承1放松，根据力的平衡关系，作用在轴承2的外圈上的力应是S2’

+S2,且有：S1+FA=S2+S2’S2’=S1+FA-S2Fa1=S1Fa2=S2+S2’=S1+FA2、如果此时，轴有向左移动的趋势，轴承1被压紧，轴承2放松，根据力的平衡关系，在轴承1的外圈上必有一个向右平衡力S1’作用，与上述同样分析，可得：

S1+FA+S1’=S2S1’

=S2-FA-S1Fa1=S1+S1’=S2-FAFa2=S2结论：1、根据轴承的安装方式（即“面对面”或“背对背”）及轴承类型，确定轴承派生轴向力S1、S2的方向和大小；2、确定作用于轴上的轴向外载荷的合力FA的方向和大小；3、判明轴上全部轴向载荷的合力指向，再根据轴承的安装方式找出被“压紧”的轴承及被“放松”的轴承；4、被“压紧”轴承的轴向载荷等于除本身派生轴向载荷以外的其他所有轴向载荷的代数和；5、被“放松”轴承的轴向载荷等于轴承自身的派生轴向载荷。示例2.如果图示轴承改为“面对面”排列时，求Fa1，Fa2又各为多少？如上图示轴承为“背对背”排列，求Fa1，Fa2各为多少？3.如果图示轴承排列方式不变，将FA的方向改变，则Fa1，Fa2各为多少？滚动轴承部件的组合设计一、轴承的轴向固定1、两端固定式2、一端固定、一端游动式二、轴承的轴向定位1、轴肩2、轴环3、套筒4、弹性卡圈5、螺母6、轴承座端盖三、轴承组合的调整1、轴承间隙的调整1）调整垫片2）调节螺钉2、轴承的预紧3、轴承组合位置的调整四、轴承的配合及装拆1、滚动轴承的配合内圈与轴颈的配合采用基孔制，外圈与座孔的配合采用基轴制2、滚动轴承的装拆五、轴承的润滑与密封低速时用脂润滑，高速时用油润滑蜗杆传动设计一、特点：类型及其特点用于空间交错轴间的传动，通常Σ=90°(1)传动比大i=10~80，分度机构中可达到1000；

从运动关系看，蜗杆传动相当于螺母与螺杆传动；从传动看，蜗杆传动与交错轴斜齿轮传动有密切联系。(2)结构紧凑，传动平稳，噪声小；(4)但

s

摩擦发热大、传动效率低，且制造成本高等。(3)有自锁性（蜗杆导程角

≤当量摩擦角

v）按蜗杆形状分圆柱蜗杆传动蜗杆传动的类型：环面蜗杆传动锥面蜗杆传动普通圆柱蜗杆传动圆弧圆柱蜗杆传动普通圆柱蜗杆传动阿基米德蜗杆传动渐开线蜗杆传动法向直齿廓蜗杆传动锥面包络齿廓蜗杆传动

蜗轮加工—滚刀滚制，其几何参数及直径与相配的蜗杆相同普通圆柱蜗杆传动的主要参数主要参数(阿基米德蜗杆)

●模数m和压力角α中间平面

—包含蜗杆轴线并垂直与蜗轮轴线的平面在中间平面内相当于齿条与齿轮的啮合正确啮合条件：mx1=mt2=mαx1=αt2=α=20°蜗杆轴面模数蜗轮端面模数标准模数蜗杆轴面压力角蜗轮端面压力角●蜗杆导程角γ与蜗轮螺旋角β2之关系Σ=β1+β2=90°时：γ=90°－β1=β2，且旋向相同γβ2●蜗杆直径系数q及分度圆直径d1

d1—标准系列值(表4-1)

限制蜗轮滚刀数量，便于刀具标准化

蜗杆直径系数：q=d1/m

→d1

=mqq与导程角γ之关系：导程x周节1q的大小对传动的影响？●齿面间相对滑动速度vs由此可见，vs>v1、v2所以蜗杆传动摩擦发热多，损失大，效率低。z1=1~4●蜗杆头数z1、蜗轮齿数z2及传动比ii=n1/n2=z2/z1=d2/d1?≠d2/d1但z1

少，效率低重载时取z1>1要求自锁z1=1

z1

过多,制造困难z2=28~80＜100常取z2=32~63=普通圆柱蜗杆传动与斜齿轮传动的区别：斜齿轮传动蜗杆传动传动比i—

i=d2/d1

i≠d2/d1

m、α—

法面为标准值中间平面为标准值

β—

β1=-β2γ=β2,旋向相同

d1—d1=mnz1/cosβd1=mq,且为标准值

蜗杆传动的强度计算设计准则：闭式传动控制点蚀和胶合：齿面接触强度条件控制折断(Z2>80)：轮齿弯曲强度条件控制温升：热平衡计算此种材料强度稍低一、失效形式和设计准则齿面点蚀—蜗轮材料为铸锡青铜时，齿面胶合—蜗轮材料为铸铝青铜或铸铁时齿面磨损轮齿折断—蜗轮齿数过多或强烈冲击载荷

由于蜗轮材料强度低，失效通常发生在蜗轮轮齿上；蜗杆主要是控制轴的强度或刚度。对于大多数蜗杆传动，其承载能力主要取决于接触强度—开式传动或润滑油不清洁，控制折断关系：方向：二、受力分析Ft、Fr同斜齿轮Fa1—用主动轮左右手定则判断，一般蜗杆主动。大小：1）强度计算主要针对蜗轮轮齿（材料原因）2）中间平面内相当于齿条与齿轮啮合，蜗轮类似斜齿轮三、蜗轮齿面接触疲劳强度计算特点：

因此，蜗轮轮齿的强度计算与斜齿轮相似，其强度公式可仿照斜齿轮的计算方法推导。说明：计算蜗轮齿面强度，且效率低，故用蜗轮转矩， T2=ηiT1设计时，m、d1均未知，故计算m2d1，m2d1求出后，查表4-1选择合适的m、d1蜗轮齿面接触强度条件——设计式——

弹性系数——青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆组合时，使用系数，同齿轮传动，见表3-1利用赫兹公式、考虑蜗杆传动特点四、蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算

由于齿形的原因，通常蜗轮轮齿的弯曲强度比接触强度大得多，所以只是在受强烈冲击、z2＞80或开式传动中计算弯曲强度才有意义。

按斜齿轮的方法计算，但考虑蜗杆传动特点，蜗轮齿形、载荷分布复杂，只能得出近似解。弯曲强度条件—设计式—YFa—蜗轮齿形系数按当量齿数zv=z2/cos3γ查表4-5m2d1求出后，查表4-1选择合适的m、d1蜗杆传动的效率、润滑和热平衡计算一、效率η=η1η2η3与齿轮传动相同：啮合效率类似于螺旋副：η2η3≈0.95~0.96由此可知，z1↑→γ↑→η

↑轴承摩擦损耗搅油损耗轮齿啮合损耗自锁时，η<0.5的估值:

12340.70.80.850.9二、润滑一般情况下，采用浸油润滑vs

很大时，采用喷油润滑三、蜗杆传动的热平衡计算对象—连续工作的闭式蜗杆传动目的—控制油温，防止胶合热平衡时：1000P1（1-η

）=KtA△t

许用工作温度一般取60°

～70°，≤90°。若t

1＞t

P，则采取措施：在箱壳外表面加铸散热片以增加散热面积A蜗杆轴端装风扇加速空气流通以增大散热系数

Kt同时沿气流方向配置散热片箱体油池内放置蛇形冷却水管喷油润滑循环冷却自然通风时竖直布置提高效率，减少发热结束联接联接可拆联接不可拆联接—键联接、销联接、螺纹联接—焊接、铆接、粘接§1键联接作用—对轴上旋转零件作周向固定，并传递转矩一、键联接的类型键联接平键半圆键斜键花键普通平键——静联接导向平键（短距离）滑键（长距离）—动联接二、键联接的选择设计时先选择类型、尺寸，再进行校核计算类型选择—静联接→普通平键、半圆键、花键动联接→导向平键、滑键尺寸选择—根据轴径d查标准，确定b、h根据轮毂宽度，确定键长L三、平键联接的校核平键联接的失效形式：1、工作面压溃—静联接2、工作面磨损—动联接平键联接的校核计算：每个工作面的受力：挤压应力：l—键的工作长度；对于A型键l=L-b

对于B型键l=L

对于C型键l=L-b/2强度条件：防止压溃—防止磨损—用于静联接用于动联接选择平键联接类型按静或动联接校核强度取决于强度较弱的那种材料▲

增大键长设计步骤根据轴径、毂宽查标准确定键的尺寸设计时注意：许用应力强度不够时不同轴段的键槽应开在同一母线上▲同一截面采用双键联接（按1.5个键计算）§2螺纹联接一、螺纹参数螺纹牙型三角螺纹普通螺纹矩形螺纹锯齿型螺纹梯形螺纹管螺纹管路联接一般联接传递运动或传力d—螺纹大径，公称直径d1—螺纹小径d2—螺纹中径n—螺纹线数p—螺距s—导程，s=npλ—升角α—牙型角螺纹旋向——常用右旋，特殊要求时用左旋粗牙螺纹——一般联接细牙螺纹——d1大、强度大、自锁性好，常用于变载二、螺旋副的受力分析、效率和自锁1、矩形螺纹（α=

0o)螺纹受力分析F=Qtg(λ+ρ）摩擦角ρ=arctg

fQFπd2NRfNvsλλρ螺旋副的效率由此可见，λ增加→效率提高另一方面，当滑块等速下滑时QFπd2RfNvsλNρλFRQλ-ρF=Qtg(λ-ρ）若λ≤ρ，则η’≤0。自锁条件：λ≤ρ2、三角螺纹（α≠

0o)比较矩形螺纹和三角螺纹的受力（忽略升角λ的影响）三角螺纹的摩擦力：β—牙型斜角fv—当量摩擦系数，ρv—当量摩擦角用fv、ρv代替f

、ρ，得到三角螺纹的受力及效率公式：螺纹力矩：螺纹副效率：自锁条件：

λ≤ρv三、螺纹联接的预紧和防松1、螺纹联接的预紧预紧的目的

防止联接松脱，增强可靠性

被联接件接合面具有足够的紧密性

使接合面产生摩擦力，以承受横向载荷F′—预紧力拧紧力矩T：T=T1+T2T1—螺纹阻力矩T2—螺母支承面摩擦阻力矩对于M10~M68的普通粗牙螺纹：取fv=tgρv=0.15

Fc=0.152、螺纹联接的防松了解：1）为什么要防松？

2）防松的原理；

3）防松零件的装配方法。四、单个螺栓联接的强度计算螺栓联接普通螺栓联接铰制孔用螺栓联接工作载荷横向工作载荷轴向工作载荷外载方向垂直于螺栓轴线外载方向平行于螺栓轴线用于轴向或横向工作载荷用于横向工作载荷1、螺栓联接的失效形式对于普通螺栓：螺栓杆在制有螺纹的部分被拉断对于铰制孔用螺栓：工作面被压溃或剪断2、松螺栓联接的计算螺栓所受拉力工作载荷=危险截面的强度条件：F—拉力；A—危险截面面积；设计式：d1—螺纹小径装配时要拧紧，工作载荷作用之前，螺栓已受预紧力F′作用3、紧螺栓联接的计算1）受横向工作载荷时：

普通螺栓联接F′F′RRTT1F′F′螺栓受F′和T1作用

F′引起的拉应力：

T1引起的扭剪应力：m—接合面对数f—摩擦系数C—可靠性系数R—横向工作载荷当m=1、f=0.15、

C=1.2时，

F′≥8R应使接合面摩擦力大于工作载荷R拉、扭联合作用时，按第四强度理论：当量拉应力：

强度条件：

设计式：预紧力F′应满足的条件？摩擦力：mfF′RC≥

铰制孔用螺栓联接螺栓杆受挤压应力和剪切应力作用。此类螺栓预紧力小，计算时可忽略

强度条件：d0—螺栓杆受剪面直径δ—最小挤压高度设计时，按上述公式分别计算出d0

，取大值2）受轴向工作载荷时：F′F′FFTF′F′F0F″F″F0螺栓所受的总拉力：F0=F′+F?×此时，联接中各零件的受力关系属静不定问题未知力有两个：F0—总拉力F″—残余预紧力须根据静力平衡方程和变形协调条件求解F′F′F′F′FFF0F″F″F0δc0δb0△δb△δcT变形协调条件：

△δb=△δc=△δ静力平衡条件：

F0

=F″+F螺栓总拉力残余预紧力轴向外载荷变形力力力变形δb0δc0δb0δc0△δF′F′F0FF″αbαc(a)(b)(c)F′螺栓刚度:kb

=

F′/δb0=tg

αb被联接件刚度:kc

=

F′/δc0=tg

αc当kc＞＞kb时，相对刚度系数→0，F0≈F′反之，当kc＜＜kb时，相对刚度系数→1，F0≈F′+F相对刚度系数强度条件：注意：对于普通螺栓联接，无论联接是受横向工作载荷还是轴向工作载荷，螺栓本身总是受拉力作用残余预紧力应满足下列要求：1）无特殊要求时F″=（0.2~0.6)F2）变载作用时F″=（0.6~1.0)F3）有紧密性要求时F″=（1.5~1.8)F五、螺栓材料及其许用应力一般用途：碳素钢重要联接：合金钢许用应力：见表9-4六、螺栓组的结构设计目的：合理确定螺栓组的布置形式及接合面的几何形状；使各螺栓受力均匀，便于加工、装配1、接合面应设计成轴对称的简单几何形状2、合理布置螺栓，使其受力均匀3、合理确定螺栓的间距和边距，保证足够的扳手空间4、同一分布圆上的螺栓应取偶数，便于钻孔时分度画线5、同一螺栓组，螺栓材料、规格相同6、螺母及螺栓头的支承面应光洁、平整注意：对于螺栓组联接，应首先对螺栓组进行受力分析，找出受载最大的螺栓，然后对该螺栓进行强度计算。七、提高螺栓联接强度的措施1、减小螺栓总拉力F0的变化幅度以减小应力幅螺牙间载荷分布3、避免或减小附加应力4、减小应力集中减小螺栓刚度kb

；增大被联接件刚度kc

；2、改善螺牙间载荷分布不均现象采用悬置螺母或环槽螺母end机

械

设

计

总

结传动部分带传动、齿轮传动、蜗轮传动转动（轴系）部分轴、滚动轴承、滑动轴承、联轴器联接部分螺纹联接、键联接

基本要求：零件特点（共性与差异）主要参数、材料失效形式、设计准则设计计算：受力分析、强度计算结构设计：机械零件总结基本要求：主要参数、材料、失效结构图：普通螺栓联接、平键联接受力分析及强度计算紧螺栓的计算

联接部分螺纹联接、键联接

（螺旋传动不要求）机械零件总结传动部分

带传动、齿轮传动、蜗轮传动各种传动的特点运动形式、速比、效率、结构尺寸失效分析方法、改进措施、设计准则计算基本参数：几何尺寸、速比、动力计算：功率、转矩、效率受力计算：旋向、转向、各分力大小及方向强度计算中各参数的意义、对零件强度的影响机械零件总结综合考虑各种传动的特点运动形式、速比、效率及工作要求各种传动零件的设计计算思路、方法，会灵活运用

机械零件总结轴、滚动轴承、联轴器的类型及选择（不计算）轴上零件、轴、轴承的计算滑动轴承：润滑状态、混合润滑轴承失效及计算液体动力润滑轴承的必要条件滑动轴承形成动力润滑的过程、基本参数及压力分布转动（轴系）部分机械零件总结轴系结构支承形式轴上零件、轴承的轴向定位轴上零件、轴承的周向固定密封轴的工艺性、装配《机械零件》试题一..选择填空（每空最多选两项，.无正确答案的打

）1.下列零件的失效形式：普通紧螺栓联接1、3

；普通V带传动5、1；花键（动联接）6、2；普通平键4、2

；开式齿轮6

。（1）拉断（2）剪切（3）扭转（4）挤压（5）打滑（6）磨损（7）点蚀（8）胶合（9）塑性变形（10）弹性滑动2.针对齿轮的失效，.应采取的措施有：疲劳折断1、6；点蚀3、5、；胶合3、5；磨损3、5塑性变形3、。（1）增大模数（2）减小模数（3）提高硬度（4）降低硬度（5）提高润滑油的粘度（6）两齿轮均采取正变位（7）两齿轮均采取负变位（8）提高齿轮的精度。分析：1、6均可提高线速度，因此可提高传动的功率4增加了循环次数；6增加了载荷因此会降低V带的寿命。增大V带传动功率的办法：增大初拉力；选择摩擦系数大的带轮；加压紧轮3.V带传动改变下列参数时，1、6

可提高传动的功率；4、6

会降低V带的寿命。（1）不改变n1、i、a/D2，而增大D1（2）不改变n1、i、a/D2，而减小D1（3）增大中心距a（4）减小中心距a（5）D1不变加大速比i（6）提高小轮转速n1。

[*除以上方法外，请再举出一种增大V带传动功率的办法。]2．带传动工作时松边带速与紧边带速是否相等，如不相等说明哪个更大，并说明原因。由于紧边和松边的拉力不同，弹性变形也不同；带绕上主动轮后拉力由F1降低到F2，因而带的运动一面绕进、一面向后收缩，所以带的速度由紧边到松边逐渐降低。答：紧边带速大于松边带速。．矩形花键联接为什么采用内径定心。答：花键联接采用小径定心的方式，定心精度高，能用磨削的方法加工，以消除热处理引起的变形。三．分析，计算题1．相同传动比的齿轮传动有两种设计方案，材料及热处理方式相同。

z1z2mba方案一326