機(jī)械設(shè)計(jì)復(fù)習(xí)課件

工作載荷、名義載荷、計(jì)算載荷的定義第三章機(jī)械零件的強(qiáng)度穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力的基本參數(shù)和種類a)基本參數(shù)

應(yīng)力循環(huán)特性（應(yīng)力比）最大應(yīng)力最小應(yīng)力平均應(yīng)力應(yīng)力幅低周疲勞靜應(yīng)力∴疲勞極限b)穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力種類：

γ=–1——對稱循環(huán)變應(yīng)力

γ=0——脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力-1<

γ<00<γ<1——非對稱循環(huán)變應(yīng)力

γ=+1——靜應(yīng)力

四、等壽命疲勞曲線（極限應(yīng)力圖）——在同一N值（常取N=N0）不同r值時(shí)實(shí)驗(yàn)得到的極限平均應(yīng)力與極限應(yīng)力幅的關(guān)系曲線。（圖）(求材料在不同循環(huán)特性下的疲勞極限)材料的簡化極限應(yīng)力線圖，可根據(jù)材料的三個(gè)試驗(yàn)數(shù)據(jù)和而作出零件的極限應(yīng)力線圖

零件脈動(dòng)循環(huán)疲勞點(diǎn)

零件對稱循環(huán)疲勞點(diǎn)AG——許用疲勞極限曲線，GC——屈服極限曲線

由于實(shí)際機(jī)械零件與標(biāo)準(zhǔn)試件之間在絕對尺寸、表面狀態(tài)、應(yīng)力集中等方面往往有差異，這些因素的綜合影響使零件的疲勞極限小于材料的疲勞極限，(一)、單向穩(wěn)定變應(yīng)力時(shí)的疲勞強(qiáng)度計(jì)算

1、——大多數(shù)轉(zhuǎn)軸中的應(yīng)力狀態(tài)

∴過原點(diǎn)與工作應(yīng)力點(diǎn)M或N作連線交ADG于M1′和N1′點(diǎn)，,M1′和N1′點(diǎn)即為所求的極限應(yīng)力點(diǎn)

工作點(diǎn)：M或N斜率相同的直線上任一點(diǎn)應(yīng)力循環(huán)特性均相同2、——振動(dòng)中的受載彈簧的應(yīng)力狀態(tài)需在極限應(yīng)力圖上找一個(gè)其平均應(yīng)力與工作應(yīng)力相同的極限應(yīng)力，如圖，過工作應(yīng)力點(diǎn)M（N）作與縱軸平行的軸線交AGC于M2′（N2′

）點(diǎn)，即為極限應(yīng)力點(diǎn)

3、——受軸向變載荷的緊螺栓聯(lián)接中的螺栓應(yīng)力狀態(tài)

∴過工作應(yīng)力點(diǎn)M（N）作與橫坐標(biāo)成45°的直線，則這直線任一點(diǎn)的最小應(yīng)力均相同，∴直線與極限應(yīng)力線圖交點(diǎn)即為所求極限應(yīng)力點(diǎn)。

已知某材料的力學(xué)性能為，其簡化極限應(yīng)力圖如圖示，請標(biāo)出A、C、S點(diǎn)的坐標(biāo)，若=2.0，試按比例繪制零件的極限應(yīng)力圖。答：A（0，260）、C（240，240）、S（450，0）零件受交變應(yīng)力時(shí)，N次循環(huán)時(shí)的疲勞極限為，其中代號注腳“r”代表__________________。A. B. C. D.在對零件進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，首先要確定極限應(yīng)力，試分析圖示極限應(yīng)力圖實(shí)用于什么變化規(guī)律的零件？并舉一種屬于這種應(yīng)力變化規(guī)律的零件。在圖示零件極限應(yīng)力圖a)上，工作點(diǎn)C和D為斜齒輪軸上兩種應(yīng)力工作點(diǎn)。試在圖中標(biāo)出對應(yīng)的極限應(yīng)力點(diǎn)，并說明分別會(huì)出現(xiàn)什么形式的破壞?答：如圖b)所示C點(diǎn)對應(yīng)的極限應(yīng)力點(diǎn)為C’，D點(diǎn)對應(yīng)的極限應(yīng)力點(diǎn)為D’。

C點(diǎn)會(huì)出現(xiàn)屈服失效(塑性變形)，D點(diǎn)會(huì)出現(xiàn)疲勞失效。

螺紋的類型：三角形螺紋、矩形、梯形、鋸齒形應(yīng)用：三角形螺紋常用于聯(lián)接；矩形、梯形、鋸齒形螺紋用于傳動(dòng)第五章螺紋聯(lián)接與螺旋傳動(dòng)

螺紋的主要參數(shù)：大徑d（公稱直徑）小徑d1、中徑d2

螺距P、導(dǎo)程S

、線數(shù)n螺紋升角、牙型角α

螺旋副的自鎖條件為：螺旋副的傳動(dòng)效率為：牙型側(cè)角越大，則摩擦系數(shù)和當(dāng)量摩擦角越大，自鎖性越好。所以三角螺紋用于連接,矩形、梯形、鋸齒形螺紋用于傳動(dòng)。另升角越小，效率越低，且越易自鎖，故單線螺紋多用于連接，多線螺紋（n≥2）用于傳動(dòng)。螺紋聯(lián)接主要類型及特點(diǎn)：1、螺栓聯(lián)接（2）鉸制孔螺栓聯(lián)接（能精確固定被聯(lián)接件的相對位置，且能承受橫向載荷）（1）普通螺栓聯(lián)接：通孔加工精度低結(jié)構(gòu)簡單，不受被聯(lián)接件材料限制2、雙頭螺栓聯(lián)接——螺桿兩端無釘頭，但均有螺紋，裝配時(shí)一端旋入被聯(lián)接件，另一端配以螺母。適于常拆卸而被聯(lián)接件之一較厚時(shí)。折裝時(shí)只需拆螺母，而不將雙頭螺栓從被聯(lián)接件中擰出。3、螺釘聯(lián)接——適于被聯(lián)接件之一較厚（其上帶螺紋孔），不需經(jīng)常裝拆處。適于受載較小情況適于被聯(lián)接件之一較厚（其上帶螺紋孔），需經(jīng)常裝拆處。1）摩擦防松

雙螺母、彈簧墊圈、尼龍墊圈、自鎖螺母等

2）機(jī)械防松：利用便于更換的金屬元件來約束螺旋副。開槽螺母與開口銷，圓螺母與止動(dòng)墊圈，軸用帶翅墊片，串聯(lián)鋼絲等3）永久防松：端鉚、沖點(diǎn)、點(diǎn)焊4）化學(xué)防松——粘合

§5—4螺紋聯(lián)接的防松、松螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算二、緊螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算——工作前有預(yù)緊力F0單個(gè)螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算1.3-----考慮螺紋力矩對螺栓聯(lián)接強(qiáng)度的影響1、僅受預(yù)緊力的螺栓聯(lián)接：2、承受預(yù)緊力和工作拉力的緊螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算①工作特點(diǎn)：工作前擰緊，有F0；工作后加上工作載荷F

強(qiáng)度條件驗(yàn)算公式：

受橫向載荷的緊螺栓聯(lián)接計(jì)算——主要防止被聯(lián)接件錯(cuò)動(dòng)

特點(diǎn)：桿孔間有間隙，靠擰緊的正壓力(F0)產(chǎn)生摩擦力來傳遞外載荷（所以，工作前后受力一樣），保證聯(lián)接可靠(不產(chǎn)生相對滑移)的條件為：（1）普通螺栓聯(lián)接

f——接縫面間的摩擦系數(shù)

i——接縫界面數(shù)目

KS——防滑系數(shù)（可靠性系數(shù)）

KS=1.1~1.3強(qiáng)度條件驗(yàn)算公式（螺拴受拉）：

（2）鉸制孔螺栓聯(lián)接特點(diǎn)：螺桿與孔間緊密配合，無間隙，由光桿直接承受擠壓和剪切來傳遞外載荷F進(jìn)行工作螺栓的剪切強(qiáng)度條件為：螺栓與孔壁接觸表面的擠壓強(qiáng)度條件為：，1、受軸向載荷螺栓組聯(lián)接

單個(gè)螺栓工作載荷為：

——軸向外載

Z——螺栓個(gè)數(shù)

螺栓組聯(lián)接的設(shè)計(jì)2、受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接特點(diǎn)：普通螺栓，鉸制孔用螺栓皆可用，外載垂直于螺栓軸線、防滑普通螺栓——受拉伸作用鉸制孔螺栓——受橫向載荷剪切、擠壓作用。（單個(gè)螺栓所承受的橫向載荷相等）3、受轉(zhuǎn)矩的螺栓組聯(lián)接

a)普通螺栓聯(lián)接

由靜平衡條件則各個(gè)螺栓所需的預(yù)緊力為∴聯(lián)接件不產(chǎn)生相對滑動(dòng)的條件為：b)鉸制孔螺栓聯(lián)接組

由假設(shè)——板為剛體不變形，工作后仍保持平面。由螺栓變形協(xié)調(diào)條件可知，各個(gè)螺栓的變形量和受力大小與其中心到接合面形心的距離成正比由靜平衡條件1、降低螺栓剛性

2、增大被聯(lián)接件剛性

四、避免偏心載荷作用二、改善螺紋牙間載荷分布不均狀況

三、減小應(yīng)力集中的影響一、降低影響螺栓疲勞強(qiáng)度的應(yīng)力幅

提高螺紋聯(lián)接強(qiáng)度的措施已知螺栓聯(lián)接的預(yù)緊力，螺栓和被聯(lián)接件的剛度分別為Cb和Cm，承受的軸向工作載荷，求螺栓所受的總拉力F2，并問當(dāng)軸向工作載荷F增大到多少時(shí)被聯(lián)接結(jié)合面會(huì)出現(xiàn)間隙？凸緣聯(lián)軸器用六個(gè)普通螺栓聯(lián)接，螺栓分布在D=100mm的圓周上，接合面摩擦系數(shù)f,防滑系數(shù)KS,若聯(lián)軸器傳遞扭矩為T=150N.M，試求螺栓螺紋小徑。

解：每個(gè)螺栓受的橫向載荷為：QP

預(yù)緊力QP圖示緊螺栓組聯(lián)接，采用二個(gè)M16的普通螺栓（小徑d1=13.84mm），聯(lián)接所受的橫向載荷F=4500N，被聯(lián)接件接合面的摩擦系數(shù)f=0.15，聯(lián)接可靠性系數(shù)Ks=1.2，螺栓材料的許用拉應(yīng)力[]=120MPa，描述螺栓桿工作前后的受力狀況，并校核該聯(lián)接是否安全。解:螺栓桿工作前后均受拉力,設(shè)拉力為F0由強(qiáng)度條件:

因:所以,該聯(lián)接安全

或:所以,該聯(lián)接安全由強(qiáng)度條件:螺紋的公稱直徑是指螺紋的()徑，螺紋的升角是指螺紋()徑處的升角。螺旋的自鎖條件為

()。

標(biāo)記為螺栓GB5782—86M16X80的六角頭螺栓的螺紋是()形，牙形角等于()度，線數(shù)等于()，16代表()，80代表()。雙頭螺柱聯(lián)接和螺釘聯(lián)接均用于被聯(lián)接件較厚而不宜鉆通孔的場合，其中雙頭螺柱聯(lián)接用于（）的場合；而螺釘聯(lián)接則用于()的場合。[答案]大，中，升角小于當(dāng)量摩擦角[答案]三角，60，1，螺紋的公稱直徑，桿長[答案]經(jīng)常折卸，

不經(jīng)常拆卸用四個(gè)鉸制孔螺栓聯(lián)接兩個(gè)半凸緣聯(lián)軸器，螺栓均布在直徑為20mm的圓周上，軸上轉(zhuǎn)矩為lON·m，每個(gè)螺栓受的（）向力為（）N。

僅承受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，螺栓的危險(xiǎn)截面上有（）和（）載荷聯(lián)合作用。因此，在截面上有（）應(yīng)力和（）應(yīng)力。

被聯(lián)接件是鍛件或鑄件時(shí)，應(yīng)將安裝螺栓處加工成小凸臺或魚眼坑，其目的是。

A．易擰緊；B．避免偏心載荷；

C．增大接觸面；D．外觀好?！?/p>

[答案]橫，250N[解]4個(gè)螺栓均勻受力，則F合=1000N所以每個(gè)螺栓250N。

[答案]預(yù)緊F0和摩擦力矩T，拉伸和扭轉(zhuǎn)

[答案]B螺紋聯(lián)接常用的防松原理有——，——，——。其對應(yīng)的防松裝置有（）（）（）。

對承受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，欲降低應(yīng)力幅提高疲勞強(qiáng)度的措施有()。

螺紋副在摩擦系數(shù)一定時(shí)，螺紋的牙型角越大，則——。A．當(dāng)量摩擦系數(shù)越小，自鎖性能越好；B．當(dāng)量摩擦系數(shù)越小，自鎖性能越差；C．當(dāng)量摩擦系數(shù)越大，自鎖性能越差；D．當(dāng)量摩擦系數(shù)越大，自鎖性能越好；

[答案]摩擦防松、機(jī)械防松、破壞螺蚊副防松。雙螺母、開口銷、焊死。

[答案]減小螺栓的剛度，增大被聯(lián)接件的剛度

答案：D螺紋聯(lián)接螺紋牙間載荷分配不均是由于（）。A．螺母太厚；B．應(yīng)力集中；C．螺母與螺栓變形性質(zhì)不同。一螺栓聯(lián)接擰緊后預(yù)緊力為F0，工作時(shí)又受軸向工作拉力F，被聯(lián)接件上的殘余預(yù)緊力為F1

，則螺栓所受總拉力等于()。

答案：C

第六章鍵、花鍵、無鍵聯(lián)接和銷聯(lián)接

平鍵聯(lián)接的類型、尺寸選擇及強(qiáng)度計(jì)算類型:平鍵、半圓鍵、楔鍵、切向鍵平鍵聯(lián)接:普通平鍵、導(dǎo)向平鍵與滑鍵

普通平鍵:ABC按工作要求選鍵的種類→按軸徑d選鍵的b、h→選鍵長L(標(biāo)準(zhǔn);短于輪轂寛度)普通平鍵強(qiáng)度條件：

l——工作長度A型鍵：l=L-bB型鍵：l=LC型鍵：l=L-b/2選擇普通平鍵時(shí)，鍵的截面尺寸（）是根據(jù)查標(biāo)準(zhǔn)來確定的，普通平鍵的工作面是

鍵的剖面尺寸通常根據(jù)——按標(biāo)準(zhǔn)選取。A．傳遞扭矩大??；B功率大小；C．軸的直徑；D輪轂的長度。

如圖所示軸、軸轂、平鍵三者的剖面配合關(guān)系應(yīng)是——。

當(dāng)輪彀軸向移動(dòng)距離較小時(shí)，可以采用——聯(lián)接。A普通平鍵B半圓鍵；C．導(dǎo)向平鍵；D滑鍵。

當(dāng)鍵強(qiáng)度不足時(shí)可采用雙鍵。使用兩個(gè)平鍵時(shí)要求鍵布置，使用兩個(gè)半圓鍵時(shí)要求鍵布置計(jì)．強(qiáng)度計(jì)算時(shí)按計(jì)算？平鍵聯(lián)接的主要用途是使軸與輪轂之間

帶傳動(dòng)的工作情況分析一、帶傳動(dòng)的受力分析：

所以帶常用于高速級二：帶傳動(dòng)的應(yīng)力分析：最大應(yīng)力位置：緊邊繞進(jìn)小輪處第八章帶傳動(dòng)1、工作前:兩邊初拉力Fo=Fo

工作時(shí):兩邊拉力變化：緊力Fo→F1；松邊：Fo→F22、帶傳動(dòng)是靠帶與帶輪接觸弧上的摩擦力傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的?！嘤行A周力:Ｆee＝Ｆf

＝Ｆ1－Ｆ2大?。害襪ax＝σ1+σb1+σc帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)和打滑：彈性滑動(dòng)及后果：這種由于帶的緊松邊拉力不同，因而彈性變形不同而引起的帶與帶輪間的滑動(dòng)，稱為帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)。這是帶傳動(dòng)正常工作時(shí)固有的特性。后果：傳動(dòng)比不恒定；效率下降；引起帶磨損；溫度上升，打滑:帶傳動(dòng)靠摩擦工作，當(dāng)需要傳遞的圓周力超過最大摩擦力時(shí)，帶和帶輪間出現(xiàn)顯著的相對滑動(dòng)現(xiàn)象，稱為打滑.后果：從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速急劇下降，使傳動(dòng)失效。帶傳動(dòng)的失效形式和設(shè)計(jì)準(zhǔn)則1、打滑；2、帶的疲勞破壞主要設(shè)計(jì)參數(shù)的選擇：如帶輪直徑等(按什么決定？）帶傳動(dòng)中，帶上受的三種應(yīng)力是()應(yīng)力，()應(yīng)力和（)應(yīng)力，最大應(yīng)力等于（），發(fā)生在（）處。帶傳動(dòng)中，帶的緊邊拉力與松邊拉力的比值F1/F2，當(dāng)空載時(shí)為()，當(dāng)載荷使帶傳動(dòng)開始打滑時(shí)為()帶傳動(dòng)不能保證精確的傳動(dòng)比的原因是（）。

帶上受的應(yīng)力中，（）應(yīng)力在帶的各截面上都一樣。帶傳動(dòng)主要依靠（）來傳遞運(yùn)動(dòng)和功率的．A帶與帶輪接觸面之間的正壓力；B．帶的緊邊拉力；

C帶與帶輪接觸面之間摩擦力；D．帶的初拉力。帶傳動(dòng)中，用（）方法可以使小帶輪包角加大。

A增大小帶輪直徑；B減小小帶輪直徑；

C增大大帶輪直徑；D．減小中心距。帶傳動(dòng)中緊邊拉力為F1，松邊拉力為F2

則其傳遞的有效圓周力為（）。

A．F1+F2；B．(F1一F2)／2；C．F1-F2；

D．(F1+F2)／2。V帶傳動(dòng)比平帶傳動(dòng)能力大，這是因?yàn)閂帶與帶輪工作面上的正壓力大，因而摩擦力也大。()帶傳動(dòng)工作時(shí)，為什么從動(dòng)帶輪的節(jié)圓線速度比主動(dòng)帶輪低？在V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)中，為什么小帶輪包角不能過小?增加小帶輪包角的措施有哪些?什么是帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)？有哪些后果？帶傳動(dòng)裝置一般放在高速級還是放在低速級？第九章鏈傳動(dòng)即主動(dòng)輪雖作等角速度回轉(zhuǎn)，而鏈條前進(jìn)的瞬時(shí)速度卻周期性地由小到大，又由大到小的變化，每轉(zhuǎn)過一個(gè)鏈接，鏈速的變化就重復(fù)一次，鏈輪的節(jié)距越大，齒數(shù)越少，相位角β的變化范圍就越大，鏈速的變化也就越大。鏈在水平方向上的速度作周期性變化的同時(shí)，在垂直方向上還要作上下移動(dòng)（鏈條上下抖動(dòng)）鏈輪的轉(zhuǎn)速越高，鏈輪的節(jié)距越大，齒數(shù)越少，則傳動(dòng)的動(dòng)載荷就越大。二.鏈傳動(dòng)的動(dòng)載荷一.鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)不均勻性鏈接頭：奇數(shù)節(jié)（過度鏈節(jié)受彎曲應(yīng)力）偶數(shù)節(jié)----盡可能的選用偶數(shù)節(jié)鏈標(biāo)記：鏈號排數(shù)鏈節(jié)數(shù)標(biāo)準(zhǔn)編號08A-288GB1243.1-83表示：A系列、節(jié)距12.7mm、雙排、88節(jié)的滾子鏈鏈傳動(dòng)的動(dòng)載荷是隨著鏈節(jié)距的和鏈輪齒數(shù)而增加。鏈傳動(dòng)的瞬時(shí)傳動(dòng)比是，平均傳動(dòng)比是。鏈傳動(dòng)中，鏈節(jié)數(shù)常采用。鏈傳動(dòng)工作時(shí)，其轉(zhuǎn)速越高，其運(yùn)動(dòng)不均勻性越，故鏈傳動(dòng)多用于速傳動(dòng)。滾子鏈傳動(dòng)中，滾子的作用是。

。鏈傳動(dòng)中鏈節(jié)數(shù)常取偶數(shù)，鏈輪齒數(shù)為奇數(shù)，最好互為質(zhì)數(shù)，其原因是。滾子鏈的標(biāo)記12A-190表示系列，節(jié)距mm，排，節(jié)的滾子鏈。齒輪傳動(dòng)的失效形式第十章齒輪傳動(dòng)2齒面點(diǎn)蝕3齒面磨粒磨損4齒面膠合5齒面塑性變形1.折斷*閉式傳動(dòng)→*開式傳動(dòng)→*閉式高速重載傳動(dòng)→軟齒面→硬齒面→齒面點(diǎn)蝕輪齒折斷齒面磨粒磨損(不需接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)…)齒面膠合*低速重載軟齒面→齒面塑性變形各種場合的主要失效形式(二)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算防止折斷(三)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算防止點(diǎn)蝕齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算：1.旋向:左、右旋的判斷(β-分度圓柱上的螺旋角)

右左

作用力分析2.

Ｆn的分解：圓周力Ｆt

Ｆn

徑向力Ｆr

軸向力Ｆa

與軸線平行并指向齒面軸向力Ｆa的判斷握緊左（或右）手，四指代表齒輪轉(zhuǎn)向，則大拇指指向即為軸向力方向。（★不能用在從動(dòng)輪上）主動(dòng)輪左右手定則：Ｆt＝2Ｔ1／d1Ｆr＝Ｆt·tgαn／cosβＦa＝Ｆt·tgβT=9550000P/n3.

作用力的大小：3、主從關(guān)系：

Ｆt1=－Ｆt2

Ｆr1=－Ｆr2

Ｆa1=－Ｆa2

外嚙合配對齒輪－旋向相反Fa1Ft1Fr1Ft1Fr1Fr2Ft2Fr2左右Fa1Fa2Fa2Ft2在圓柱齒輪傳動(dòng)中,齒輪直徑不變而減小模數(shù),對齒輪的彎曲強(qiáng)度、接觸強(qiáng)度及傳動(dòng)平穩(wěn)性的影響分別為了減小動(dòng)載荷系數(shù)，可采用

如齒輪在軸上布置方式和位置相同，齒寬系數(shù)越大，齒向載荷分配系數(shù)一對圓柱齒輪傳動(dòng)，在確定齒寬時(shí)，通常使小齒輪比大齒輪寬5~10mm，這是為了一對標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)，已知Z1=20，Z2=50，它們的齒形系數(shù)，齒根彎曲應(yīng)力，齒面接觸應(yīng)力

。

直齒圓柱齒輪做接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，取的接觸應(yīng)力為計(jì)算依據(jù)？其載荷由對齒承擔(dān)？一對相嚙合的圓柱齒輪傳動(dòng)，其接觸應(yīng)力大小是一對相嚙合的圓柱齒輪傳動(dòng)，若大小齒輪的材料、熱處理情況相同，則它們的工作接觸應(yīng)力和許用接觸應(yīng)力均相同。（）對于軟齒面閉式齒輪傳動(dòng),若彎曲強(qiáng)度不夠，較好的解決辦法是保持直徑和齒寬不變，減少齒數(shù)而增大模數(shù)（）對于開式齒輪傳動(dòng)，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)一般只需按。圓錐齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算中，是以為計(jì)算依據(jù)的。齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)中，小齒輪齒數(shù)Z1的選用原則是：齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)中,若不滿足接觸強(qiáng)度的要求，請指出兩種改進(jìn)措施：按接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)，若在計(jì)算公式中應(yīng)代入

者進(jìn)行計(jì)算。124310-1a)Ft1Fr1Fa1Ft2Fr2Fa2Ft3Fr3Ft4Fr4Fa44312Fr3Ft3Fa3Fr2Ft2Fa2Ft4Fr4Fa4Ft1Fr1Fa110-1b)

第十一章蝸桿傳動(dòng)1.蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn)：

i大，一般i=7～80,分度ｉ＝500；平穩(wěn)；緊湊；可自鎖Ｖs大→效率低,發(fā)熱大→貴重金屬→價(jià)高2.參數(shù)和尺寸計(jì)算:中間平面→標(biāo)準(zhǔn)3.蝸桿傳動(dòng)受力分析Fa1=Ft2Fa2=Ft1

4.蝸桿傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算:蝸輪同齒輪(失效發(fā)生在蝸輪上)5.蝸桿傳動(dòng)效率及熱平衡計(jì)算目的。蝸桿分度圓直徑d1↓刀具數(shù)量同一m的蝸桿，應(yīng)對直徑d1進(jìn)行限制d1為標(biāo)準(zhǔn)值πd1papa加工蝸輪時(shí)的滾刀尺寸與與之嚙合的蝸桿尺寸相同，由上m一定時(shí)，由于z1和γ的變化，d1是變化的，即需要配備很多加工蝸輪的滾刀。d1m表11-2γ蝸桿直徑系數(shù)qd1、m——為標(biāo)準(zhǔn)值4、蝸桿導(dǎo)程角γ傳遞動(dòng)力時(shí):頭數(shù)z1↑—γ↑—η↑∴采用多頭蝸桿傳遞運(yùn)動(dòng)時(shí):保證自鎖(γ≤ρ),γ↓—z1↓,采用單頭蝸桿5、z1、z2蝸桿頭數(shù)z1：z1↑↑——加工困難z1=1、2、4、6等蝸輪轉(zhuǎn)向：若蝸桿為右旋（左旋），則握緊右手（左手），四指指向與蝸桿轉(zhuǎn)動(dòng)方向一致，則蝸輪節(jié)點(diǎn)處的速度方向與大拇指方向相反。Ｆt1＝Ｆa2＝2Ｔ1／ｄ1

Ｆt2＝Ｆa1＝2Ｔ2／ｄ2Ｆr1＝Ｆr2＝Ｆt2ｔgα受力分析：（大小、方向）Fr1Fr2Fr1Fr2Ft2Fa1Ft1Fa2Ft1Fa1Ft2Fa2右右11-1)

圖示為蝸桿、齒輪傳動(dòng)裝置。右旋蝸桿為主動(dòng)件，為使軸Ⅱ、Ⅲ傳動(dòng)件的軸向力能相抵消，試確定：

1、蝸桿的轉(zhuǎn)向；

2、一對斜齒輪3、4輪齒的旋向；

3、用圖表示軸Ⅱ上傳動(dòng)件的受力（用各分力表示）情況。

FA2第十三章滾動(dòng)軸承基本額定壽命Ｌ10？（在基本額定壽命內(nèi)不出現(xiàn)失效的概率為90%。）滾動(dòng)軸承的基本額定動(dòng)載荷？軸承代號？常用軸承(3、6、7、Ｎ、５等類）特點(diǎn)？軸承失效形式：疲勞點(diǎn)蝕和塑性變形目的：根據(jù)工作條件和設(shè)計(jì)要求，選擇合適的軸承尺寸載荷與額定壽命的關(guān)系曲線：PeL=常數(shù)式中：P為當(dāng)量動(dòng)載荷L為P作用下的額定壽命e為壽命指數(shù)：球軸承e=3，滾子軸承e=10/3L106rPCP11L1軸承的疲勞曲線L2P2滾動(dòng)軸承壽命的計(jì)算公式：軸承壽命曲線：計(jì)算3、7類軸承軸向載荷的方法:

正安裝（X型、面對面）→兩軸承外圈的窄邊相對→

Ｆd面對面跨距減少

反安裝（O型、背對背）→兩軸承外圈的寬邊相對→

Ｆd背對背跨距增大Fd1Fd2Fd1Fd2②計(jì)算Fd1

、

Fd2①根據(jù)一對軸承正裝還是反裝標(biāo)明軸承的派生軸向力Fd方向FaeFd1Fd2⑴當(dāng)Fd1+Fae＞Fd2⑵當(dāng)Fd1+Fae＜Fd2

右邊壓緊左邊壓緊Fd2Fd1Fae21R2R1右邊壓緊左邊壓緊③根據(jù)Fd1、Fae、Fd2三者的關(guān)系判斷壓緊、放松端

壓緊端=除本身的派生軸向力外其余軸向力代數(shù)和放松端=本身的派生軸向力軸承所受軸向力的方向：S1FaeFd1Fd2對某一軸承來說，當(dāng)所受當(dāng)量動(dòng)載荷增加時(shí)，基本額定動(dòng)載荷（）。如圖所示為一對角接觸球軸承在兩個(gè)支點(diǎn)上的組合設(shè)計(jì)。試確定危險(xiǎn)軸承的壽命為多少小時(shí)。已知：R1=2500N，R2=1250N，作用在圓錐齒輪4上的軸向力Fa4=500N，作用在斜齒輪3上的軸向力Fa3=1005N，要求兩軸向力相抵消一部分，自己確定其方向并畫在圖上。（軸承額定動(dòng)載荷C=31900N，n=1000rpm，ft=1，fp=1.2，e=0.4，當(dāng)A/R≤e，x=1，y=0；派生軸向力S=0.4R，A/R>e，x=0.4，y=1.6）

軸瓦上開設(shè)油孔和油溝油孔：供應(yīng)潤滑油；油溝：輸送和分布潤滑油；油孔及油槽油溝、油孔：不能開在油膜承載區(qū)，否則，承載能力↓油溝長度≈0.8B（軸瓦寬度），即不能開通，否則漏油。注意：一失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則

磨損:間隙↑→運(yùn)動(dòng)精度↓膠合：溫度↑→粘度↓,潤滑惡化→膠合維持邊界油膜不破裂1.主要失效形式2.設(shè)計(jì)準(zhǔn)則§12—6不完全液體潤滑滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算——對于工作要求不高,轉(zhuǎn)速較低,載荷不大,難于維護(hù)等條件下工作的滑動(dòng)軸承往往設(shè)計(jì)成不完全液體潤滑滑動(dòng)軸承

二.徑向滑動(dòng)軸承的計(jì)算1.徑向滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)：1、確定軸承結(jié)構(gòu)型式，按表12-4選擇軸瓦材料

2、按寬徑比確定軸承寬度B：B/d=0.5~1.5

二.徑向滑動(dòng)軸承的校核計(jì)算Mpa·m/S2.驗(yàn)算軸承的pｖ值Mpa1.驗(yàn)算軸承的平均壓強(qiáng)p

F—徑向載荷mm；B—軸承寛度mm