機(jī)械設(shè)計復(fù)習(xí)

1、叮叮小文庫機(jī)械設(shè)計總論機(jī)器的組成：原動機(jī)部分，執(zhí)行部分，轉(zhuǎn)動部分，控制部分，輔助系統(tǒng)設(shè)計機(jī)器的程序：1計劃階段2,方案設(shè)計階段3,技術(shù)設(shè)計階段4,技術(shù)文件編制階段 對機(jī)器的主要要求：1,使用功能要求2,經(jīng)濟(jì)性要求3,勞動和環(huán)境保護(hù)功能 4,壽命與可 靠性要求5,專用要求零件主要失效形式：1,整體斷裂2,過大的殘余變形3,零件表面破壞4,破壞正常工作條 件引起的失效設(shè)計零件應(yīng)滿足的要求：1,避免在預(yù)定壽命期內(nèi)失效的要求2,結(jié)構(gòu)工藝性要求3,經(jīng)濟(jì)要求4,質(zhì)量小的要求5,可靠性要求零件設(shè)計準(zhǔn)則：1,強(qiáng)度準(zhǔn)則2,剛度準(zhǔn)則3,壽命準(zhǔn)則4,振動穩(wěn)定性準(zhǔn)則 5,可靠性準(zhǔn)則 零件設(shè)計步驟：1,根據(jù)零件 使用要

2、求，選擇類型和結(jié)構(gòu)2,根據(jù)機(jī)器的工作要求，計算作用在零件上的載荷3,根據(jù)類型，載荷，失效形式，確定設(shè)計準(zhǔn)則4,根據(jù)工作條件及特殊要求，選擇材料5,根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則計算，確定基本尺寸6,根據(jù)工藝性機(jī)標(biāo)準(zhǔn)化等原則進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計7,校核計算，判定合理性8,畫出零件圖，寫計算說明書材料選用原則：1,根據(jù)載荷，應(yīng)力大小和性質(zhì)2,零件工作情況3,尺寸及質(zhì)量4,結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度及材料加工可能性 5,材料經(jīng)濟(jì)性第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度零件強(qiáng)度分：靜應(yīng)力強(qiáng)度（N<1000 ）和變應(yīng)力強(qiáng)度（疲勞強(qiáng)度+峰值靜載強(qiáng)度）疲勞特性：最大應(yīng)力max ,應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N應(yīng)力比r （m in )maxr=-1對稱循環(huán)應(yīng)力r=0脈動循環(huán)應(yīng)

3、力平均應(yīng)力m 應(yīng)力幅值max9K N壽命系數(shù)等壽命疲勞曲線試件受循環(huán)彎曲應(yīng)力時材料常數(shù)A 'G '斜率提高疲勞強(qiáng)度的措施：1,降低應(yīng)力集中的影響2,選用疲勞強(qiáng)度高的材料和熱處理方法及強(qiáng)化工藝3,提高零件表面質(zhì)量4,減小和消除表面初始裂紋尺寸第四章摩擦：干摩擦，邊界摩擦，流體摩擦，混合摩擦磨損：磨合階段，穩(wěn)定磨損階段，劇烈磨損階段磨損結(jié)果分：點(diǎn)蝕磨損，膠合磨損，擦傷磨損磨損機(jī)理分：粘附磨損，磨粒磨損，疲勞磨損，流體磨粒磨損，流體侵蝕，機(jī)械化學(xué)磨損第五章螺紋連接：用作緊固件，要求保證連接強(qiáng)度，有點(diǎn)還要求緊密性螺紋傳動：要求螺旋副的傳動精度，效率和磨損壽命普通，管螺紋（連接）梯形，矩

4、形，鋸齒形螺紋（傳動）主要參數(shù)：大徑d （公稱直徑）小徑di （危險截面）中徑 d2 （配合）線數(shù)n螺距P導(dǎo)程S=nP螺紋升角牙型角接觸高度h校制孔用螺栓與孔采用基孔制過渡配合 預(yù)緊力：使連接在承受工作載荷前，預(yù)先受到力的作用目的：增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性，防止受載后被連接件出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移防松：摩擦防松，機(jī)械防松,破壞螺旋防松】螺栓連接的結(jié)果設(shè)計：1,接連接合面和幾何形狀通常設(shè)計成軸對稱的簡單幾何形狀2,螺栓分布應(yīng)使對螺栓的受力合理3,螺栓的排列應(yīng)有合理的間距，邊距4,分布在同一圓周上的螺栓數(shù)目應(yīng)為偶數(shù)5,避免螺栓承受附加的彎曲載荷螺栓，釘，柱性能等級，如3.6則抗拉強(qiáng)度極限B=300

5、MPa0月艮極限 s=180 MPa提高螺紋連接強(qiáng)度的措施：1,降低影響螺栓疲勞強(qiáng)度的應(yīng)力幅（減小螺栓剛度，增大被連接件的剛度，適當(dāng)增大預(yù)緊力）2,改善螺紋牙上載荷分布不均的現(xiàn)象（加厚螺母無效果）3,減小應(yīng)力集中的影響4,采用合理的制造工藝受拉螺栓主要破壞形式是螺栓桿螺紋部分發(fā)生斷裂受剪螺栓則是螺栓孔與孔壁貼合面上出現(xiàn)壓潰或螺栓桿被剪斷傳力螺旋，調(diào)整螺旋要求自鎖，應(yīng)采用單線螺旋傳導(dǎo)螺旋為提高傳動效率及直線速度可采用多線螺旋螺栓組受力1橫向載荷普通螺栓fFozi KsF較制孔螺栓2轉(zhuǎn)矩普通螺栓fF。riKsT較制孔螺栓Fmaxmax3軸向載荷普通螺栓較制孔螺栓4傾覆力矩普通螺栓FmaxML ma

6、x較制孔螺栓FmaxL2MLmax地基E.zp maxpmaxp minp max 0pmax螺栓組連接強(qiáng)度計算松螺栓（無預(yù)緊力）緊螺栓（拉伸+扭曲）僅受預(yù)緊力時普通螺栓1.3Fca較制孔螺栓ca緊螺栓受預(yù)緊力和工作載荷A（拉力）f2 f0 e普通螺栓F2 Fo較制孔螺栓1.3Fo1.3F2caFo預(yù)緊力已殘余預(yù)緊力F2總拉力F工作拉力緊螺栓受預(yù)緊力和工作載荷（剪切力）較制孔螺栓擠壓強(qiáng)度do Lmin剪切強(qiáng)度第八早 鍵：周向固定以傳遞轉(zhuǎn)矩。軸向固定，滑動導(dǎo)向連接類型：平鍵連接，半圓連接，楔鍵連接，切向鍵連接平鍵用途分：普通平鍵，薄型平鍵，導(dǎo)向平鍵，滑鍵普通平鍵構(gòu)造分：圓頭（A型），平頭（B型）

7、，單圓頭（C型）不能承受軸向力平鍵失效形式：主要是工作面被壓潰，可能被剪斷。按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核導(dǎo)向平鍵失效：工作面的過度磨損。按工作面上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度校核2T 103普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為Kid2T 103導(dǎo)向平鍵和滑鍵連接強(qiáng)度為Kid兩個平鍵最好布置在沿周向相隔180；兩個半圓鍵應(yīng)布置在軸的同一條母線上；兩個楔鍵應(yīng)布置在沿周向相隔 90 120強(qiáng)度校核中只按1.5個鍵計算平鍵的兩側(cè)面是工作平面，楔鍵的上下平面是工作平面，切向鍵的工作平面是平行兩個窄面矩形花鍵的定心方式是小徑定心，漸開線花鍵則是齒形定心傳動原因:1速度不匹配2速度調(diào)整3一帶多的需要4其他原因機(jī)械傳動為：

8、摩擦傳動，嚙合傳傳動分類：機(jī)械傳動（機(jī)械能未轉(zhuǎn)化為其他能量）電傳動（機(jī)械能與電能發(fā)生轉(zhuǎn)換） 動，液壓傳動，氣力傳動摩擦傳動分：摩擦輪傳動（直接），帶傳動（間接）嚙合傳動分：齒輪，蝸桿，螺旋傳動（直接），同步帶傳動（間接）按傳動比分：定傳動比，變傳動比（有級變速，無級變速）選擇傳動類型依據(jù)：效率高，外輪廓尺寸小，質(zhì)量小，運(yùn)動性能良好，符合生產(chǎn)條件第八章帶傳動 帶傳動類型：嚙合性，摩擦型（平帶，圓帶，V帶，多楔）不出現(xiàn)整體打滑：帶輪的初拉力Fo必須大于帶傳動正常工作所需的最小的初拉力F o minh帶的應(yīng)力分析：1拉應(yīng)力2彎曲應(yīng)力b E - 3離心應(yīng)力d最大應(yīng)力處：帶的緊邊繞上小帶輪處max彈性滑

9、動總是存在，打滑可以避免初拉力不足，可能出現(xiàn)整體打滑；初拉力過大，則使傳動帶過度磨損1 blc增大摩擦系數(shù)和帶輪的包角有利于增大臨界摩擦張緊輪：1 一般放在松邊內(nèi)側(cè)，使帶只受單向彎曲2盡量靠近大帶輪，減少小帶輪上包角的減小3輪槽尺寸與帶輪的相同，直徑小于小帶輪4中心距國小，放在松邊外側(cè)接近小帶輪第十章齒輪傳動特點(diǎn)：1效率高2結(jié)構(gòu)緊湊3工作可靠壽命長4傳動比穩(wěn)定失效形式：輪齒折斷,齒面磨損，齒面點(diǎn)蝕，齒面膠合，塑性變形提高輪齒抗折斷能力:1,增大齒根過渡圓角半徑及消除加工刀痕減小齒根應(yīng)力集中2,增大軸及支承的剛度，使輪齒接觸線上受載較均勻3,米用熱處理方法使齒芯材料具有足夠的韌性4,采用噴丸，滾

10、壓等工藝措施對齒根表面進(jìn)行強(qiáng)化處理bm齒輪傳動的強(qiáng)度計算將 YFa1YSa1和rFa2YSa2中較大者帶入計算開式齒輪傳動主要失效形式是磨粒磨損，潤滑好的閉式則是點(diǎn)蝕 點(diǎn)蝕首先出現(xiàn)在靠近節(jié)線的齒根面上齒根接觸疲勞強(qiáng)度計算設(shè)計準(zhǔn)則：保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（開式）及齒面接觸疲勞強(qiáng)度（閉式兩個）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算KFtYFaE 2KTY FaYsa3 2dm z齒根所收的最大彎曲發(fā)生在輪齒嚙對蝸桿傳動進(jìn)行熱平衡計算是防止發(fā)生齒輪材料性能的基本要求是：齒面要硬，齒心要韌 適當(dāng)增大模數(shù)可以延長開式齒輪傳動壽命 增大齒數(shù)能增大重合度，改善傳動的平穩(wěn)性，模數(shù)減小，齒厚減小，彎曲強(qiáng)度降低合點(diǎn)位于單對齒嚙合區(qū)最

11、高點(diǎn)第十一章蝸桿傳動 主要失效形式：一般在渦輪輪齒上，有點(diǎn)蝕，齒根折斷，齒面膠合，過度磨損 膠合 增加蝸桿頭數(shù)，可以提高效率，單頭蝸桿可以實(shí)現(xiàn)很大傳動比蝸輪齒數(shù)一般應(yīng)大于 28第十二章滑動軸承軸承摩擦性質(zhì)分：滑動摩擦軸承，滾動摩擦軸承滑動軸承：用在工作轉(zhuǎn)數(shù)高，沖擊與振動大，徑向空間尺寸受到限制及在腐蝕性介質(zhì)中工作滑動軸承受載分：徑向軸承，止推軸承滑動軸承主要結(jié)構(gòu)形式分：整體式徑向滑動軸承，對開式徑向滑動軸承，止推滑動軸承主要失效形式：磨粒磨損，刮傷，膠合，疲勞剝蝕，磨蝕適合做軸承襯的材料是軸承合金（巴式合金或白合金）不完全液體潤滑滑動軸承可靠的工作條件是：邊界膜不遭破壞，維持粗糙表面微腔內(nèi)有液

12、體潤滑存在需驗(yàn)算：軸承平均壓力 p, pv （防止溫升），v形成液體動力潤滑（動壓油膜）的必要條件：1,相對滑動的兩表面間必須形成收斂的楔形間隙2,被油膜分開的兩表面必須有足夠的相對滑動速度，運(yùn)動方向須使?jié)櫥陀纱罂谶M(jìn)小口出3,潤滑油必須有一定的粘度，供油充分最小油膜厚度：hmine （1） r （1）偏心距越小，軸承承載能力越大，最小油膜厚度越小第十三章滾動軸承滾動體分：球，圓柱滾子，圓錐滾子，球面滾子，非對稱球面滾子，滾針滾動軸承分：向心軸承，推力軸承，向心推力軸承軸承內(nèi)孔與軸的配合采用基孔制，軸承外徑與外殼空的配合采用基軸制第十四章聯(lián)軸器和離合器聯(lián)軸器分：剛性聯(lián)軸器（無補(bǔ)償能力），撓性聯(lián)

13、軸器（有補(bǔ)償能力）要求偏移量大時用齒式聯(lián)軸器；正反轉(zhuǎn)時用彈性套柱銷聯(lián)軸器；一定軸位移少量徑向位移，角位移時用彈性柱銷兩周器第十五章軸軸分：轉(zhuǎn)軸（承受彎矩和扭矩），心軸（只承受彎矩），轉(zhuǎn)動軸（只承受扭矩）提高軸強(qiáng)度措施：1,合理布置軸上零件以減小軸的載荷2,改進(jìn)軸上零件的結(jié)構(gòu)3,改進(jìn)軸的結(jié)構(gòu)以減小應(yīng)力集中的影響4,改進(jìn)軸的表面質(zhì)量以提高軸的疲勞強(qiáng)度叮叮小文庫13計算題解普通螺栓組受軸向載荷最大螺栓上所受的總拉力問題1,計算總載荷軸向分力F zongzhou ,橫向分力Fzongheng和傾覆力矩M2,計算總載荷軸向分力F zongzhou作用在每個螺栓上的工作拉力3,計算傾覆力矩M派生的最大軸向

14、拉力Fjuzhou ( Fjuzhou F max4,軸向載荷最大的螺栓所受軸向工作載荷F Fgezhou F juzhou5,計算預(yù)緊力，由fzF i (1)F zongzhou KsF6,得：Fo1 K sF zongheng U(1受軸向載荷最大的螺栓所受總拉力1.3F2軸承壽命問題1,有FdFr tan算出Fd1 和 Fd 22,假設(shè)與外加軸向載荷Fa1max Fd2Fgezhou (zonghengF gezhou)LiFa2max F d1Cb Cm)F zongzhouCbFoCbFae同向的派生軸向力Fd2 ( 1)或是 Fd1 (2)Fae, Fd1Fa2maxFd1 Fae

15、,Fd21)Fae, Fd2 Fa1 maxFd2Fae,Fd12)4,fp(XFr YFa)計算當(dāng)量載荷(X徑向，Y軸向)106 ftC5,由 Lh60n P帶傳動問題1,由 FiF22Fo和 1 ef算出 Fi 和 F21-f e2,由 Fee Ffc 2(Fo) min3,Fee Dn1000 60 1000kW4,畫圖 單向穩(wěn)定變應(yīng)力機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度計算一一等壽命疲勞曲線 1,判斷類型：r e,應(yīng)力比不變（絕大多數(shù)轉(zhuǎn)軸中的應(yīng)力狀態(tài)）m e,平均應(yīng)力不變（振動著的受載彈簧的應(yīng)力狀態(tài)）min e,最小應(yīng)力不變（緊螺栓連接中的螺栓受軸向變載荷時的應(yīng)力狀態(tài)）2,標(biāo)疲勞極限應(yīng)力點(diǎn)：r e,引過

16、原點(diǎn)，工作應(yīng)力點(diǎn)的射線與疲勞極限應(yīng)力曲線的交點(diǎn)m C,過工作應(yīng)力點(diǎn)做 X軸垂線與疲勞極限應(yīng)力曲線的交點(diǎn)min e,過工作應(yīng)力點(diǎn)做45°角斜線與疲勞極限應(yīng)力曲線的交點(diǎn)3,交點(diǎn)在135。線上發(fā)生塑性破壞，其他則發(fā)生疲勞破壞計算說明圖所示安裝在某軸上的一對7306AC軸承是否合用。已知工作溫度 t=125 C （f t=0.95）,載荷有輕微沖擊（f p=1.1）,轉(zhuǎn)速n=1250rpm ,預(yù)期壽命Lh=10000小時，它們的徑向載荷Fn=1000N, F r2=2000N,軸上的外加軸向載 荷 Fae=1000N,方向如圖所示。（附：7306AC 軸承 Cr=25200N, e=0.68 , Fs=0.68FrFaFre:x 0.41 , Y0.87； Fa e： x 1, Y Fr解：(1 )計算軸承1,2的軸向載荷 派生軸向力:F& = 0.68八=0.68x1000 = 680.VFn =0,68/; . = 0.68x2000 = 136O.V因?yàn)镕d1Fa