南京工业大学 机械设计考研内部资料!!!.ppt

1、机械设计复习提纲,轴毂联接 螺纹联接 带传动 链传动 齿轮传动 蜗杆传动 轴承 轴 联轴器和离合器及其他,一、轴毂联接,1 键联接的类型、工作面、工作原理、失效形式、强度计算 2 花键联接的类型、工作面、工作原理、失效形式、强度计算 3 无键、过盈、销,几何参数：小径、中径、大径、螺距、线数、导程、升角、牙型角 联接：普通粗牙三角形螺纹 传动：梯形螺纹 联接类型：螺栓、双头螺柱、螺钉 预紧和防松 失效形式 强度计算,二、螺纹联接,锯齿形螺纹,三角形螺纹,矩形螺纹,梯形螺纹,普通螺栓联接,铰制孔用螺栓,双头螺柱联接,螺钉联接,联接类型,预紧和防松：,1、预紧目的 预紧应力 2、防松本质 机械防松

2、与摩擦防松,失效形式,1、失效形式和原因,受拉螺栓普通螺栓，轴向载荷，疲劳断裂 受剪螺栓铰制孔用，横向载荷，栓杆（孔壁）压溃或剪断,b）失效原因：应力集中,a）失效形式：工程中螺栓联接多数为疲劳失效,受拉螺栓：保证螺栓的疲劳拉伸强度和静强度 受剪螺栓：保证螺栓的挤压强度和剪切强度,应力集中促使疲劳裂纹的发生和发展过程,2、设计计算准则：按螺杆小径进行强度校核计算,强度计算,螺纹联接：松联接在装配时不拧紧，只存在外载时才受到力的作用F 紧联接在装配时需拧紧，即在承受工作载荷前，已预先受力，预紧力QP,（1）只受预紧力QP,1、松联接,2、紧联接,f=0.2,i=1, z=1, KS=1 则QP=

3、5F,（2）既受预紧力QP，又受横向载荷,*铰制孔螺栓联接防滑动,（3）既受预紧力又受轴向工作载荷,变形协调条件,比较普通螺栓强度计算的几种情况： （特点：栓杆截面受拉应力）,1、,2、,3、,4、,传动件：带、链、齿轮、蜗轮蜗杆,挠 性 传 动,刚 性 传 动,三、带传动,工作原理：靠摩擦力来传递运动和力 力分析 应力分析 打滑与弹性滑动 失效形式和设计准则,工作前 :Fo=Fo,力分析,工作时: 紧边 FoF1； 松边 FoF2 F1Fo = FoF2 F1F2 = Ff = Fe 紧边拉力 F1=Fo + Fe/2 松边拉力 F2=FoFe/2,过载时欧拉公式：带在将打滑的临界状态时，紧

4、边拉力与松边拉力的关系,此时的有效拉力是带的最大有效拉力Fec=F1-F2， 也是带所能传递的最大（极限）圆周力,f 摩擦系数,包角，通常是小轮包角,应力分析,3、弯曲应力,2. 拉应力,1、离心应力,应力最大点max= 1+c+b1。,带传动的弹性滑动和和打滑,滑动率和传动比,=（V1-V2）/V1 100% i= =,n1,n2,dd2,dd1(1- ),V,V2,V1,dd2,dd1,设计准则：保证带在不打滑的前提下， 具有足够的疲劳强度和寿命,失效形式和设计准则,失效形式：1）打滑；2）带的疲劳破坏 ；,四、链传动,工作原理：靠啮合来传递运动和力 参数选择 多边形效应 失效形式：5种

5、设计准则：功率曲线图 布置原则,参数选择,Z117 Z2 120 Lp取偶数，以免用过度链节；链轮齿数取奇数，磨损均匀 i=2-3.5，v=12-15m/s， P越大，承载能力大，但动载荷与噪声也越大，故p应尽量取小 a过大，抖动；a过小，1小，同时啮合齿数少，链条磨损，易脱链，易疲劳。,多边形效应,失效形式：,链条疲劳破坏 链条教练磨损 多次冲击破坏 胶合 静力拉断（v0.6m/s）,功率曲线图:注意额定功率曲线的实验条件,五、齿轮传动,失效形式和设计准则 力分析：轴向力、圆周力、径向力大小 力分析：轴向力、圆周力、径向力方向 接触强度计算理论依据 弯曲强度计算理论依据 润滑油选择：黏度,失

6、效形式,轮齿折断 齿面疲劳点蚀 齿面磨损 齿面胶合 齿面塑性变形,设计准则,闭式软齿面：齿面疲劳点蚀 先按齿面接触疲劳强度设计（8-11）， 后校核齿根弯曲疲劳强度 （8-13） 闭式硬齿面：齿根弯曲疲劳折断 先按齿根弯曲疲劳强度准则设计（8-15） ， 后校核齿面接触疲劳强度（8-9） 开式齿轮传动 ：齿面磨损 齿根弯曲疲劳折断 按齿根弯曲疲劳强度准则设计， 不校核齿根弯曲疲劳强度,力分析,直齿圆柱齿轮 斜齿圆柱齿轮 直齿锥齿轮,关于齿轮及蜗杆传动的载荷方向的分析,1、直齿圆柱齿轮作用力分析,法向载荷Fn,Ft 主反从同,Fr 指向轴线,圆周力 Ft = Fn cos =2T1/d1,径向力

7、 Fr= Fn sin =Ft tg,Ft1= - Ft2 Fr1= - Fr2,力的大小,力的方向,力的关系,Fa 主动轮左右手法则,2、斜齿圆柱齿轮作用力分析,法向载荷Fn,Ft 主反从同,Fr 指向各自的轴线,圆周力 Ft = Fn cost cosb=2T1/d1,径向力 Fr= Ft tgn/cos,Ft1= - Ft2 Fr1= - Fr2 Fa1= - Fa2,力的大小,力的方向,力的关系,轴向力 Fa= Ft tg, 1= -2 1 ， 2 反向,Fa 指向大端,3、直齿锥齿轮作用力分析,法向载荷Fn,Ft 主反从同,Fr 指向各自的轴线,圆周力 Ft = Fn cos = 2

8、T1/dm1,径向力 Fr1= Ft tgcos1,Ft1= - Ft2 Fr1= - Fa2 Fa1= - Fr2,力的大小,力的方向,力的关系,轴向力 Fa1= Ft tgsin1,轮1径向力与轮2轴向力大小相等，方向相反,Fa 主动轮左右手法则,4、蜗杆蜗轮作用力分析,法向载荷Fn,Ft 主反从同,Fr 指向各自的轴线,圆周力 Ft 1= Fa2 =2T1/d1,径向力 Fr1=Ft2 tg =Fa1 tg,Ft1= - Fa2 Fr1= - Fr2 Fa1= - Ft2,力的大小,力的方向,力的关系,轴向力 Fa1= Ft2 = 2T2/d2 = Ft1/tg,轮1圆周力与轮2轴向力大

9、小相等，方向相反,2 = 1+2 =900 1 ， 2 同向,接触强度计算理论依据,两圆柱体的接触应力,H1 = H2,弯曲强度计算理论依据,悬臂梁应力,F1 = F2,六、蜗杆传动,中间平面：齿轮齿条传动 正确啮合条件：ma1=mt2 a1=t2 2= 几何参数 失效形式与设计准则 效率分析,中间平面及正确啮合条件,几何参数,i=n1/n2=z2/z1d2/d1 d1 =qm d2= z2m tg= z1 / q,失效形式与设计准则,蜗轮：齿面磨损 齿面胶合 疲劳点蚀 闭式传动：按齿面接触疲劳强度设计， 按齿根弯曲疲劳强度校核， 热平衡计算 开式传动：按齿根弯曲疲劳强度校核,效率分析,轴承的

10、效率,蜗杆或蜗轮搅油引起的效率,由啮合摩擦损耗所决定的效率,七、轴承,滚动轴承的结构、代号、分类 失效形式与设计准则 基本额定动载荷、基本额定寿命、当量动载荷 向心推力轴承当量动载荷计算 装置设计（润滑与密封） 滑动轴承润滑状态 滑动轴承失效形式与设计准则,滚动轴承的结构、代号、分类,内圈、外圈、滚动体、保持架,常用滚动轴承的类型,深沟球轴承（向心球轴承）6型,角接触球轴承7型,圆锥滚子轴承3型,失效形式与设计准则,动载荷：疲劳寿命计算（疲劳点蚀） 静载荷：静强度计算（塑性凹坑）,基本额定动载荷、基本额定寿命、当量动载荷,当量动载荷计算,P = fP R P = fP A P = fP （X

11、R +Y A） R由支点平衡条件求出 A由外加轴向载荷Fa与R产生的附加轴向力S之间的平衡条件求出,正装,反装,轴承轴向力A的计算方法,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”的轴承。,2）“压紧”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外，轴上其他所有轴向力代数和。,3）“放松”端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力,装置设计,双支承单向固定,单支承双向固定,装置设计,滑动轴承润滑状态,1、流体润滑：油膜，两工作表面完全隔开，f= 0.001-0.008； 2、边界润滑：边界膜，两工作表面部分隔开，f= 0. 1； 3、混合润滑：油膜，边界膜，直接接触均有,流体动压润滑状态形成条件,滑动轴承失效形式与设计准则,失效形式：磨损、胶合 设计准则：保证摩擦表面间吸附的油膜不破裂 非全液体润滑轴承计算： 避免在载荷作用下润滑油被完全挤出 控制轴承温升避免边界膜破裂 当p较小时，避免由于v过高而引起轴瓦加速磨损,八、轴,分类：转