1、1,機械設計復習提綱,軸轂聯接 螺紋聯接 帶傳動 鏈傳動 齒輪傳動 蝸桿傳動 軸承 軸 聯軸器和離合器及其他,2,一、軸轂聯接,1 鍵聯接的類型、工作面、工作原理、失效形式、強度計算 2 花鍵聯接的類型、工作面、工作原理、失效形式、強度計算 3 無鍵、過盈、銷,3,4,5,幾何參數：小徑、中徑、大徑、螺距、線數、導程、升角、牙型角 聯接：普通粗牙三角形螺紋 傳動：梯形螺紋 聯接類型：螺栓、雙頭螺柱、螺釘 預緊和防松 失效形式 強度計算,二、螺紋聯接,6,7,鋸齒形螺紋,三角形螺紋,矩形螺紋,梯形螺紋,8,普通螺栓聯接,鉸制孔用螺栓,雙頭螺柱聯接,螺釘聯接,聯接類型,9,預緊和防松：,1、預緊目

2、的 預緊應力 2、防松本質 機械防松與摩擦防松,10,失效形式,1、失效形式和原因,受拉螺栓普通螺栓，軸向載荷，疲勞斷裂 受剪螺栓鉸制孔用，橫向載荷，栓桿（孔壁）壓潰或剪斷,b）失效原因：應力集中,a）失效形式：工程中螺栓聯接多數為疲勞失效,受拉螺栓：保證螺栓的疲勞拉伸強度和靜強度 受剪螺栓：保證螺栓的擠壓強度和剪切強度,應力集中促使疲勞裂紋的發生和發展過程,2、設計計算準則：按螺桿小徑進行強度校核計算,11,強度計算,螺紋聯接：松聯接在裝配時不擰緊，只存在外載時才受到力的作用F 緊聯接在裝配時需擰緊，即在承受工作載荷前，已預先受力，預緊力QP,12,（1）只受預緊力QP,1、松聯接,2、緊聯

3、接,13,f=0.2,i=1, z=1, KS=1 則QP=5F,（2）既受預緊力QP，又受橫向載荷,*鉸制孔螺栓聯接防滑動,14,（3）既受預緊力又受軸向工作載荷,變形協調條件,16,比較普通螺栓強度計算的幾種情況： （特點：栓桿截面受拉應力）,1、,2、,3、,4、,17,傳動件：帶、鏈、齒輪、蝸輪蝸桿,撓 性 傳 動,剛 性 傳 動,18,三、帶傳動,工作原理：靠摩擦力來傳遞運動和力 力分析 應力分析 打滑與彈性滑動 失效形式和設計準則,19,工作前 :Fo=Fo,力分析,工作時: 緊邊 FoF1； 松邊 FoF2 F1Fo = FoF2 F1F2 = Ff = Fe 緊邊拉力 F1=F

4、o + Fe/2 松邊拉力 F2=FoFe/2,20,過載時歐拉公式：帶在將打滑的臨界狀態時，緊邊拉力與松邊拉力的關系,此時的有效拉力是帶的最大有效拉力Fec=F1-F2， 也是帶所能傳遞的最大（極限）圓周力,f 摩擦系數,包角，通常是小輪包角,21,應力分析,3、彎曲應力,2. 拉應力,1、離心應力,應力最大點max= 1+c+b1。,22,帶傳動的彈性滑動和和打滑,滑動率和傳動比,=（V1-V2）/V1 100% i= =,n1,n2,dd2,dd1(1- ),V,V2,V1,dd2,dd1,23,設計準則：保證帶在不打滑的前提下， 具有足夠的疲勞強度和壽命,失效形式和設計準則,失效形式：

5、1）打滑；2）帶的疲勞破壞 ；,24,四、鏈傳動,工作原理：靠嚙合來傳遞運動和力 參數選擇 多邊形效應 失效形式：5種 設計準則：功率曲線圖 布置原則,25,參數選擇,Z117 Z2 120 Lp取偶數，以免用過度鏈節；鏈輪齒數取奇數，磨損均勻 i=2-3.5，v=12-15m/s， P越大，承載能力大，但動載荷與噪聲也越大，故p應盡量取小 a過大，抖動；a過小，1小，同時嚙合齒數少，鏈條磨損，易脫鏈，易疲勞。,26,多邊形效應,27,失效形式：,鏈條疲勞破壞 鏈條教練磨損 多次沖擊破壞 膠合 靜力拉斷（v0.6m/s）,28,功率曲線圖:注意額定功率曲線的實驗條件,29,五、齒輪傳動,失效形

6、式和設計準則 力分析：軸向力、圓周力、徑向力大小 力分析：軸向力、圓周力、徑向力方向 接觸強度計算理論依據 彎曲強度計算理論依據 潤滑油選擇：黏度,30,失效形式,輪齒折斷 齒面疲勞點蝕 齒面磨損 齒面膠合 齒面塑性變形,31,設計準則,閉式軟齒面：齒面疲勞點蝕 先按齒面接觸疲勞強度設計（8-11）， 后校核齒根彎曲疲勞強度 （8-13） 閉式硬齒面：齒根彎曲疲勞折斷 先按齒根彎曲疲勞強度準則設計（8-15） ， 后校核齒面接觸疲勞強度（8-9） 開式齒輪傳動 ：齒面磨損 齒根彎曲疲勞折斷 按齒根彎曲疲勞強度準則設計， 不校核齒根彎曲疲勞強度,32,力分析,直齒圓柱齒輪 斜齒圓柱齒輪 直齒錐齒

7、輪,關于齒輪及蝸桿傳動的載荷方向的分析,1、直齒圓柱齒輪作用力分析,法向載荷Fn,Ft 主反從同,Fr 指向軸線,圓周力 Ft = Fn cos =2T1/d1,徑向力 Fr= Fn sin =Ft tg,Ft1= - Ft2 Fr1= - Fr2,力的大小,力的方向,力的關系,Fa 主動輪左右手法則,2、斜齒圓柱齒輪作用力分析,法向載荷Fn,Ft 主反從同,Fr 指向各自的軸線,圓周力 Ft = Fn cost cosb=2T1/d1,徑向力 Fr= Ft tgn/cos,Ft1= - Ft2 Fr1= - Fr2 Fa1= - Fa2,力的大小,力的方向,力的關系,軸向力 Fa= Ft t

8、g, 1= -2 1 ， 2 反向,Fa 指向大端,3、直齒錐齒輪作用力分析,法向載荷Fn,Ft 主反從同,Fr 指向各自的軸線,圓周力 Ft = Fn cos = 2T1/dm1,徑向力 Fr1= Ft tgcos1,Ft1= - Ft2 Fr1= - Fa2 Fa1= - Fr2,力的大小,力的方向,力的關系,軸向力 Fa1= Ft tgsin1,輪1徑向力與輪2軸向力大小相等，方向相反,Fa 主動輪左右手法則,4、蝸桿蝸輪作用力分析,法向載荷Fn,Ft 主反從同,Fr 指向各自的軸線,圓周力 Ft 1= Fa2 =2T1/d1,徑向力 Fr1=Ft2 tg =Fa1 tg,Ft1= -

9、Fa2 Fr1= - Fr2 Fa1= - Ft2,力的大小,力的方向,力的關系,軸向力 Fa1= Ft2 = 2T2/d2 = Ft1/tg,輪1圓周力與輪2軸向力大小相等，方向相反,2 = 1+2 =900 1 ， 2 同向,37,接觸強度計算理論依據,兩圓柱體的接觸應力,H1 = H2,38,彎曲強度計算理論依據,懸臂梁應力,F1 = F2,39,六、蝸桿傳動,中間平面：齒輪齒條傳動 正確嚙合條件：ma1=mt2 a1=t2 2= 幾何參數 失效形式與設計準則 效率分析,40,中間平面及正確嚙合條件,41,幾何參數,i=n1/n2=z2/z1d2/d1 d1 =qm d2= z2m tg

10、= z1 / q,42,失效形式與設計準則,蝸輪：齒面磨損 齒面膠合 疲勞點蝕 閉式傳動：按齒面接觸疲勞強度設計， 按齒根彎曲疲勞強度校核， 熱平衡計算 開式傳動：按齒根彎曲疲勞強度校核,43,效率分析,軸承的效率,蝸桿或蝸輪攪油引起的效率,由嚙合摩擦損耗所決定的效率,44,七、軸承,滾動軸承的結構、代號、分類 失效形式與設計準則 基本額定動載荷、基本額定壽命、當量動載荷 向心推力軸承當量動載荷計算 裝置設計（潤滑與密封） 滑動軸承潤滑狀態 滑動軸承失效形式與設計準則,45,滾動軸承的結構、代號、分類,內圈、外圈、滾動體、保持架,46,常用滾動軸承的類型,深溝球軸承（向心球軸承）6型,角接觸球

11、軸承7型,圓錐滾子軸承3型,47,失效形式與設計準則,動載荷：疲勞壽命計算（疲勞點蝕） 靜載荷：靜強度計算（塑性凹坑）,48,基本額定動載荷、基本額定壽命、當量動載荷,49,當量動載荷計算,P = fP R P = fP A P = fP （X R +Y A） R由支點平衡條件求出 A由外加軸向載荷Fa與R產生的附加軸向力S之間的平衡條件求出,50,正裝,51,反裝,53,軸承軸向力A的計算方法,1）分析軸上派生軸向力和外加軸向載荷，判定被“壓緊”和“放松”的軸承。,2）“壓緊”端軸承的軸向力等于除本身派生軸向力外，軸上其他所有軸向力代數和。,3）“放松”端軸承的軸向力等于本身的派生軸向力,54,裝置設計,雙支承單向固定,55,單支承雙向固定,裝置設計,56,滑動軸承潤滑狀態,1、流體潤滑：油膜，兩工作表面完全隔開，f= 0.001-0.008； 2、邊界潤滑：邊界膜，兩工作表面部分隔開，f= 0. 1； 3、混合潤滑：油膜，邊界膜，直接接觸均有,57,流體動壓潤滑狀態形成條件,58,滑動軸承失效形式與設計準則,失效形式：磨損、膠合 設計準則：保證摩擦表面間吸附的油膜不破裂 非全液體潤滑軸承計算： 避免在載荷作用下潤滑油被完全擠出 控制軸承溫升避免邊界膜破裂 當p較小時，避免由于v過高而引起軸瓦加速磨損,59,八、軸,分類：轉軸