機械設(shè)計教案 - 副本

教材分析主編：濮良貴出版時間：2013年5月第9版第八章帶傳動第九章鏈傳動優(yōu)點：《“十二五”普通高等教育本科國家級規(guī)劃教材：機械設(shè)計(第9版)》械零件教研室編著,濮良貴、紀(jì)名剛主編《機械設(shè)計》(第八版)的基礎(chǔ)上，根據(jù)機械設(shè)計指導(dǎo)手冊(圖書館)2學(xué)時2學(xué)時第一章緒論第二章機械設(shè)計總論主要教學(xué)內(nèi)容及過程第一章緒論第二章機械設(shè)計總論制階段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)濟性要求4)質(zhì)量小的要求5)可靠性要求靠性準(zhǔn)則1)機械零件的失效形式有哪些?第2次2學(xué)時主要教學(xué)內(nèi)容及過程第三章機械零件的強度r一應(yīng)力比(循環(huán)特性)1、-N曲線：應(yīng)力比r一定時，表示疲勞極限(最大應(yīng)力)與循環(huán)次數(shù)N之間關(guān)系大多數(shù)零件失效在C點右側(cè)區(qū)域，稱高周疲勞區(qū)N>104高周疲勞區(qū)以N為界分為兩個區(qū)：Oyn—條件疲勞極限。曲線方程為無限壽命區(qū)：N≥NO時，曲線為水平直線，對應(yīng)的疲勞極限是一個定值，用σ,表示。當(dāng)材料受到的應(yīng)力不超過σ時，則可以經(jīng)受無限次的應(yīng)力循環(huán)而不疲勞破壞。即壽命是無限的。σ疲勞極限因為所以2、等壽命疲勞曲線(極限應(yīng)力線圖)定義：循環(huán)次數(shù)一定時，應(yīng)力幅與平均應(yīng)力間的關(guān)系曲線。理論疲勞曲線：經(jīng)過試驗得二次曲線如下圖。對應(yīng)的壽命為No即在曲線σ。+σm=σmax=σ,(壽命為循環(huán)基數(shù)NO)在曲線內(nèi)為無限壽命。曲線外為有限壽命。實際疲勞曲線：實際疲勞曲線：A'D'22在直線CG,上任何一點均有5max=σ+σ=σA,G,線——疲勞強度線。其上的點表示疲勞極限應(yīng)力由A,、G,兩點坐標(biāo)可得A,G,線直線方程(試件受循環(huán)彎曲應(yīng)力時的材料常數(shù))CG,線——屈服強度線。其上的點表示屈服極限由C點坐標(biāo)和直線斜角可得CG,線方程§3-2機械零件的疲勞強度計算一、零件的極限應(yīng)力線圖引入Kσ—彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)則o-1—材料對稱循環(huán)彎曲疲勞極限σ-le—零件對稱循環(huán)彎曲疲勞極限將材料的極限應(yīng)力線圖中直線A,D,G,按比例Kσ向下移，CG,,部分按靜強度考慮，故不作修正。即得零件的極限應(yīng)力線圖，如下故各點坐標(biāo)為,C點坐標(biāo)不變采用同樣方法，可得AG直線方程：彎曲疲勞極限綜合影響系數(shù)二、單向穩(wěn)定變應(yīng)力時機械零件的疲勞強度計算 所以：計算安全系數(shù)及疲勞強度條件為：機械零件可能發(fā)生的典型的應(yīng)力變化規(guī)律有以下三種：應(yīng)力比為常數(shù)：r=C平均應(yīng)力為常數(shù)om=C最小應(yīng)力為常數(shù)σmin=Cr=C時，應(yīng)該有相加即為M點零件的疲勞極限：由上式得其它加載方式相同。聯(lián)解直線MM2’與直線AG方程，求出M2’點橫縱坐標(biāo)值，并相加：即σnin=σ-σa=C為與橫軸夾角450的斜直線，故可過M作斜線LM’,M3’點即為極限應(yīng)力點。同樣的方法可得：三、雙向穩(wěn)定變應(yīng)力時機械零件的疲勞強度計算當(dāng)零件上同時作用有同相位的穩(wěn)定對稱循環(huán)變應(yīng)力sa和ta時，由實驗得出的極限應(yīng)力關(guān)系式為：由于是對稱循環(huán)變應(yīng)力，故應(yīng)力幅即為最大應(yīng)力?；【€AM'B上任何一個點即代表若作用于零件上的應(yīng)力幅a及a如圖中M點表示，則由于此工作應(yīng)力點在極限以內(nèi)，未達到極限條件，因而是安全的?！?-4機械零件的接觸強度接觸應(yīng)力：當(dāng)兩零件以點、線相接處時，其接觸的局部會引起較大的應(yīng)力。這局部的應(yīng)力稱為接觸應(yīng)力。赫茲公式：其中：綜合曲率4.作業(yè)單元標(biāo)題：第五章螺紋聯(lián)接及螺旋傳動5.1螺紋5.2螺紋連接類型和標(biāo)準(zhǔn)連接件5.3螺紋連接的預(yù)緊5.4螺紋連接的防松課堂類別：理論教學(xué)目標(biāo)：通過本次教學(xué)，讓學(xué)生掌握螺紋聯(lián)接類型及防松方法教學(xué)重難點：重點：螺紋聯(lián)接類型及防松原理難點：無教學(xué)方法與手段：1.教學(xué)方法：教師講授、案例分析、集體討論、個別回答、師生互動啟發(fā)2.教學(xué)手段：課件演示、視頻課件主要教學(xué)內(nèi)容及過程(普通螺紋)、管螺紋——聯(lián)接螺紋(精密傳動)按牙型矩形螺紋，梯形螺紋，鋸齒形螺紋——傳動螺紋三、螺紋的主要參數(shù)(圖4-3)2)內(nèi)徑(小徑)d1(D1)7)螺旋升角ψ8)牙型角α9)牙型斜角β四、常用螺紋的種類、特點與應(yīng)用比較3)永久防松：端鉚、沖點(破壞螺紋)、點焊4)化學(xué)防松——粘合 課堂類別：理論2學(xué)時重點：螺栓受橫向載荷、轉(zhuǎn)矩、傾覆力矩時的受力(普通螺栓和絞制孔螺栓兩種)1螺栓組連接的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)要設(shè)計成軸對稱的幾何形狀。2)螺栓的布置應(yīng)使螺栓的受力合理3)螺栓的布置應(yīng)有合理的間距、邊距5)避免螺栓承受偏心載荷b.螺栓組的對稱中心與被連接結(jié)合面的形心重合1)受軸向載荷螺栓組連接2)受橫向載荷的螺栓組連接特點：普通螺栓，鉸制孔用螺栓皆可用，外載垂直于螺栓軸線、防滑鉸制孔螺栓——受橫向載荷剪切、擠壓作用。單個螺栓所承受的橫向載荷相等FR=R2/Z3)受橫向扭矩螺栓組連接(1)圓形接合面：單個螺栓所受橫向載荷(2)矩形接合面a)普通螺栓連接由靜平衡條件∴連接件不產(chǎn)生相對滑動的條件為：rfF+fFr+A+fFr≥T=KT則各個螺栓所需的預(yù)緊力為b)鉸制孔螺栓連接組由變形協(xié)調(diào)條件可知，各個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假設(shè)——板為剛體不變形，工作后仍保持平面，則剪應(yīng)變與半徑成正比。在材料彈性范圍內(nèi)，應(yīng)力與應(yīng)變成正比由靜平衡條件2T=0∴Fr+F?r+A+F?rz=T4、受翻轉(zhuǎn)力矩螺栓組連接特點：M在鉛直平面內(nèi)，繞0-0回轉(zhuǎn)，只能用普通螺栓，取板為受力對象，由靜平衡條件設(shè)單個螺栓工作載荷為FiFL+FL?+AF?Lz=M單元標(biāo)題：5.6螺紋連接的強度計算5.7螺紋連接件的材料和許用應(yīng)力5.8提高螺紋連接強度的措施課堂類別：理論教學(xué)目標(biāo)：通過本次課的學(xué)習(xí)，使學(xué)生掌握螺栓受軸向載荷的受力分析。教學(xué)重難點：重點：緊螺栓強度連接。難點：緊螺栓強度連接。教學(xué)方法與手段：1.教學(xué)方法：教師講授、案例分析、集體討論、個別回答、師生互動啟發(fā)2.教學(xué)手段：課件演示、視頻課件主要教學(xué)內(nèi)容及過程單個螺栓聯(lián)接的強度計算1、失效形式和原因a)形式：多數(shù)為抗拉疲勞失效，靜態(tài)失效較少，但嚴重過載拉斷，螺牙剪斷，螺紋壓潰等可出現(xiàn)。b)失效原因：應(yīng)力集中應(yīng)力集中促使疲勞裂紋的發(fā)生和發(fā)展過程2、設(shè)計計算準(zhǔn)則與思路受拉螺栓：設(shè)計準(zhǔn)則為保證螺栓的疲勞拉伸強度和靜強度受剪螺栓：設(shè)計準(zhǔn)則為保證螺栓的擠壓強度和剪切強度一、松螺栓聯(lián)接如吊鉤螺栓，工作前不擰緊，無QP,只有工作載荷F起拉伸作用，防斷。強度條件為：——驗算用(mm)(設(shè)計用)→定公稱直徑d式中：d1——螺桿危險截面直徑(mm)[σ]——許用拉應(yīng)力N/mm2(MPa)二、緊螺栓聯(lián)接——工作前有預(yù)緊力QP工作前擰緊，在擰緊力矩T作用下：預(yù)緊力QP→產(chǎn)生拉伸應(yīng)力σ復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)c螺紋摩擦力矩T1→產(chǎn)生剪應(yīng)力tT1——螺紋摩擦力矩，起扭剪作用，又稱螺紋扭矩，N.mm1.3——系數(shù)將外載荷提高30%,以考慮螺紋力矩對螺栓聯(lián)接強度的影響，這樣把拉扭的復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)簡化為純拉伸來處理，大大簡化了計算手續(xù)。1、橫向載荷的緊螺栓聯(lián)接計算——主要防止被聯(lián)接件錯動普通螺栓聯(lián)接——防滑特點：桿孔間有間隙，靠擰緊后正壓力由(QP)產(chǎn)生摩擦力來傳遞外載荷，保證聯(lián)接可靠(不產(chǎn)生相對滑移)的條件為：設(shè)所須的預(yù)緊力為QP面數(shù)目Ks防滑系數(shù)(可靠性系數(shù))Ks=1.1~1.3鉸制孔螺栓聯(lián)接——防滑動特點：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RR——橫向載荷(N);d0——螺桿或孔的直徑(mm)(mm)→(公稱直徑)5.作業(yè)第6次2學(xué)時課堂類別：理論教學(xué)目標(biāo)：教學(xué)重難點：1)平鍵；2)半圓鍵；3)花鍵由(軸徑)d查手冊b(寬)×h(高)×L(長)→強度驗算普通楔鍵：上、下面為工作表面，有1:100斜度(側(cè)面有間隙),4、切向鍵——兩個斜度為1:100的楔鍵聯(lián)接，上、下兩面為工作面(打入)布置在圓周的切向。工作原理；靠工作面與軸及輪轂相擠壓來傳遞扭矩。失效形式：壓潰(鍵、軸、轂中較弱者——靜聯(lián)接)磨損(動聯(lián)接)鍵的剪斷(較少)1、平鍵聯(lián)接的強度校核。b)剪切強度條件：導(dǎo)向平鍵、滑鍵(動聯(lián)接)[t]——鍵的許用剪應(yīng)力(N/mm2)花鍵聯(lián)接：花鍵聯(lián)接是由多個鍵齒與鍵槽在軸和輪轂孔的周向均布而成花鍵齒側(cè)面為工作面——適用于動、靜聯(lián)接2、花鍵類型①矩形花鍵③漸開線花鍵③三角形花鍵型面聯(lián)接軸和轂孔有柱形的和圓錐形的。作用：①主要用于零件間位置定位(定位銷必須多于2個);②傳遞不大的載荷(均有標(biāo)準(zhǔn));③安全保護裝置中作剪斷元件第7次教學(xué)目標(biāo)：2學(xué)時第8次2學(xué)時第八章帶傳動8.1概述8.2帶傳動工作情況分析重點：受力分析歐拉公式彈性滑動的概念難點：掌握帶應(yīng)力分布規(guī)律教學(xué)方法與手段：1.教學(xué)方法：教師講授、案例分析、集體討論、個別回答、師生互動啟發(fā)2.教學(xué)手段：課件演示、視頻課件主要教學(xué)內(nèi)容及過程一、帶傳動的工作原理及特點1、傳動原理——以張緊在至少兩輪上帶作為中間撓性件，靠帶與輪接觸面間產(chǎn)生摩擦力來傳遞運動與動力2、特點：二、帶傳動的主要類型與應(yīng)用a.平型帶傳動b.V帶傳動——三角帶一三角帶傳動c.多楔帶d.同步帶傳動三、V帶及其標(biāo)準(zhǔn)，三帶膠帶構(gòu)造及標(biāo)準(zhǔn)V帶構(gòu)造：簾布芯結(jié)構(gòu)；繩芯結(jié)構(gòu)V型帶標(biāo)準(zhǔn)，三角膠帶規(guī)格、尺寸、使用等要求已有國家標(biāo)準(zhǔn)按截面尺寸從小到大共有如下類型：YZAB四、帶傳動的工作情況分析1、帶傳動的受力分析：工作前(預(yù)緊)——兩邊初拉力F0=F02)工作時(傳遞扭矩T)——兩邊拉力變化：①緊力F0→F1;②松邊F0→F2僅以主動輪邊帶為對象(隔離體)分析：工作中，緊邊伸長，松邊縮短，總長不變，但總帶長不變。這個關(guān)系反應(yīng)在力關(guān)系上即拉力差相等(增量=減量)F-F?=F?-F?→F+F?=2F由于拉力差即為接觸弧上產(chǎn)生的摩擦力的總和，必與傳遞有效圓周力平衡：(取帶輪為隔離體即得)Fe——有效圓周力Ff——摩擦力的總和又根據(jù)：周向力與功率的關(guān)系帶傳遞的功率：Fe——有效圓周力(N)V——帶速(m/s)由式(6-1)和(6-2)得：一定的帶傳動其摩擦力Ff有一個極限值Ffmax→由Ffmax決定了帶傳動的傳動能力。帶傳動的最大有效圓周拉力及其影響α—包角(rad)一般為主動輪(小輪包角)e—自然對數(shù)的底(e=2.718...)聯(lián)立4、臨界圓周力Fec帶傳動的最大有效圓周力(臨界值(不打滑時))5、影響因素分析——①F0:②與α:α大接觸弧長，F(xiàn)ec大，傳遞Fec大→傳遞扭矩T越大③f:三角帶fv>f,∴V帶承載能力大。彈性滑動與打滑1、彈性滑動——不可避免分析：主動輪上，帶邊走邊收縮(∵力越來越小),由此帶的變形逐步下降，帶在開始進入輪時與輪貼緊，而出輪時則落后于輪，∴帶速落后于輪速。從動輪上，恰恰相反，帶邊走邊伸長，帶連高于輪速。V2<V∴V-V2=VS——帶對輪的相對滑動速度，這種現(xiàn)象稱彈性滑動結(jié)論：彈性滑動是在外力作用下通過摩擦力引發(fā)拉力差而使得帶的彈性變形量改變而引起的帶在輪面上的局部相對滑動現(xiàn)象(使帶與輪的速度有變化，使從動輪速度低于主動輪)。彈性滑動后果：①從動輪速度V2小于主動輪速度V1,使傳動比不恒定。②傳動效率n↓。③帶的磨損加劇。2、打滑：——正常工作時必須避免打滑總是首先產(chǎn)生在小帶輪上，(因為小輪上包角小)③當(dāng)P↑個↑Fet1個，F(xiàn)e>Ffc時，開始 d彈性滑動與打滑的區(qū)別：彈性滑動是由于帶是撓性件，摩擦力引發(fā)的拉力差使帶產(chǎn)生彈性變形不同而引起，是帶傳動所固有的，是不可避免的，是正常工作中允許的。而打滑是過載引起的，是失效形式之一，是正常工作所不允許的。是可以避免也是應(yīng)該避免的。彈性滑動的影響：影響傳動比i,使i不穩(wěn)定，常發(fā)熱、磨損。打滑的影響：使帶劇烈磨損，轉(zhuǎn)速急劇下降，不能傳遞T,不能正常工作。二、工作應(yīng)力分析帶中應(yīng)力分布情況——∵σ?>02,從緊邊→松邊?矛盾?(過載保護作用與打滑是否矛盾?)第9次2學(xué)時8.3普通V帶傳動的設(shè)計計算8.4帶輪設(shè)計8.5V帶傳動的張緊、安裝與維護課堂類別：理論教學(xué)重難點：2.教學(xué)手段：課件演示、視頻課件主要教學(xué)內(nèi)容及過程一、失效形式與設(shè)計計算失效形式(主要)1)打滑；2)帶的疲勞破壞2、設(shè)計準(zhǔn)則：保證帶在不打滑的前提下，具有足夠的疲勞強度和壽命二)、單根三角膠帶的功率—POσ傳遞功率有關(guān)(即與打滑有關(guān)σ)許用拉應(yīng)力單根三角帶在不打滑的前提下所能傳遞的功率為：式中：PO——單根帶帶傳遞的臨界功率(KW)Fec——臨界圓周力(N)[σ]——一定條件下(材料)由疲勞強度決定的許用拉應(yīng)力設(shè)計數(shù)據(jù)及內(nèi)容傳動布置要求(中心距a)工作條件要求是：品word-----.設(shè)計步驟與方法(步一主要參數(shù)的選擇方法)②選擇帶型號：Pca,n1③定帶輪直徑(驗算帶速V)a)由表定小輪直徑D1min(與帶的型號有關(guān))(計算直徑)圓整(也可不圓整),ε=0.02圓整(也可不圓整),ε=0.02b)驗算帶速V要求：5m≤V≤25m/s,最佳帶速V=20~25m/s如V太小，由P=FV可知，傳遞同樣功率<P時，圓周力F太大，帶的根數(shù)太多，且P1太小，彎曲個，壽命↓,措施：應(yīng)D1個且軸承尺寸個)V太大，則離心力太大，帶與輪的正壓力減小，摩擦力，傳遞載荷能力↓,傳遞同樣載荷時所需張緊力增加，帶的疲勞壽命下降，這時措施D1應(yīng)↓,否則壽命太短。如V不合適，則應(yīng)重選D14)求中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ldb)由a0定計算長度(開口傳動)c)按表7-3定相近的基礎(chǔ)長度Ld5)驗算小輪包角6)計算帶的根數(shù)Z7)確定帶的初拉力FO(單根帶)8)求帶作用于軸的壓力Q帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及帶的張緊與維護課后作業(yè)：8-2、8-3第10次2學(xué)時課堂類別：理論教學(xué)方法與手段：主要教學(xué)內(nèi)容及過程套筒滾子鏈(結(jié)構(gòu)與特點)鏈節(jié)數(shù)為偶數(shù)(常用)——內(nèi)鏈板與外鏈板距(稱開口銷)——受力較好加工)三、鏈輪的主要參數(shù)節(jié)距P,齒數(shù)Z,分度圓直徑(公稱直徑)d=P/sin180°1Z鏈輪的材料要求：1)強度；2)耐磨；3)耐沖擊(在沖擊載荷時)2、鏈傳動的幾何計算1)、鏈節(jié)數(shù)LP(節(jié)線長度)2)、中心距a正多邊形邊數(shù)~(Z)(齒數(shù))正多邊形邊長~(P)(節(jié)距)——平均速度結(jié)論：鏈節(jié)在運動中，作忽上忽下、忽快忽慢的速度變化。這就造成鏈運動速度的不均勻，不恒定作有規(guī)律的周期性的波動。動載沖擊——鏈傳動的動載荷結(jié)論：鏈輪轉(zhuǎn)速(n1)越高，節(jié)距(力)越大，(即齒數(shù)Z1越少),動載沖擊越嚴重，噪音越大。當(dāng)P、Z一定，則必須限制n,(nL—極限轉(zhuǎn)速(表8-8)、nK—推薦用最高轉(zhuǎn)速r/min),可降低沖擊能量：還應(yīng)注意：鏈節(jié)與輪相對速度也引起沖擊。鏈傳動的受力分析不計動載荷，鏈傳動中主要作用力有：3、垂度拉力：Kf——垂度系數(shù)圖α——兩輪中心線與水平面的夾角4、緊邊拉力F1=Fe+Fc+Ff從動力拉力F2=Fc+Ff5、作用于軸上載荷Q——為主從動邊拉力之和，略去離心拉力(對軸壓力沒有影響)一般取Q≈1.2Fe1)各元件的疲勞破壞(主要指鏈板、銷軸、套筒、滾子)——正常潤滑及速度主要失效形式2)鏈節(jié)磨損后伸長(主要是銷軸鉸鏈磨損),造成脫鏈，跳齒3)沖擊破壞(反復(fù)起制動、反轉(zhuǎn)或受重多沖擊載荷時，動載荷大，經(jīng)多次沖擊、4)膠合(重載高速)(破壞——驗算nL)——極限轉(zhuǎn)速5)輪齒過度磨損6)過載拉斷——塑性變形(當(dāng)?shù)退僦剌dV<0.6m/s,按靜強度設(shè)計)t=100P,th=15000h△P/P≤3%(節(jié)距長度增量≤3%)額定單功率(單根)PO1)計算功率Pca=KA.P(KW)3)選型：由PO、nl→P→定鏈型號A4)討論：當(dāng)P↑,結(jié)構(gòu)尺寸個，如n一定，承載力個，但運動不平穩(wěn)性，動載、噪音也嚴重。結(jié)論；因此，在滿足一定功率條件下，P越小越好，高速鏈尤其如此。如再考慮經(jīng)當(dāng)功率大(CP),V高時，→選節(jié)距(P)小，用多排鏈當(dāng)a小，i大時→選節(jié)距(P)小，用多排鏈當(dāng)a大，i小時→選節(jié)距(P)大，用單列鏈2、鏈輪齒數(shù)Z1、Z2及iZ1不能過少，Z1應(yīng)為奇數(shù)!Z2不能過大!Z過多容易脫鏈結(jié)論：齒數(shù)過多，過少均不好，必須限制齒數(shù)，兩面限制：傳動比i齒數(shù)Z13、鏈節(jié)數(shù)與中心距——LP,a通常以節(jié)距倍數(shù)來表示鏈長LP∵a過小時則α過小(包角)參加嚙合齒數(shù)少，總的LP也少，在一定的V下，鏈節(jié)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增加，壽命下降，但a過大，除不緊湊外，且使鏈松邊顫動。一般推薦：初選a0=(30~50P),amax=80P2)算LP(鏈節(jié)數(shù))圓整為整數(shù)(最好為偶數(shù))Q≈1.2Fe工作壓力課后作業(yè)：9-1、9-3單元標(biāo)題：教學(xué)目標(biāo)：通過本次課的學(xué)習(xí)，使學(xué)生掌握主要失效形式，熱處理方法，掌握齒輪的計算載荷，掌握直齒輪力分析的方法教學(xué)重難點：教學(xué)方法與手段：1.教學(xué)方法：教師講授、案例分析、集體討論、個別回答、師生互動啟發(fā)原因：1)單齒對嚙合接觸應(yīng)力較大；2)節(jié)線處相對滑動速度較低，不易形成潤滑油膜；3)另外油起到一個媒介作用，潤滑油滲入到微裂紋中，在較大接觸應(yīng)力擠壓下使裂紋擴展直至表面金屬剝落。防止措施：1)提高齒面硬度；2)降低表面粗糙度；3)采用角度變位(增加綜合曲率半徑);4)選用較高粘度的潤滑油；1)提高齒面硬度；2)降低表面粗糙度；3)潤滑油定期清潔和更換；4)變開式為閉式。原因：高速、重載→壓力大，滑動速度高→摩擦熱大→高溫→嚙合齒面粘結(jié)(冷焊結(jié)點)→結(jié)點部位材料被剪切→沿相對滑動方向齒面材料被撕裂。防止措施：1)采用抗膠合能力強的潤滑油n↑(加極壓添加劑);2)采用角度變位齒輪傳動3)提高齒面硬度；4)配對齒輪有適當(dāng)?shù)挠捕炔?)改善潤滑與散熱條件。防止措施：1)提高齒面硬度；2)采用高粘度的潤滑油或加極壓添加劑。它與原動機與工作機的類型與特性，聯(lián)軸器類型等有關(guān)2、動載荷系數(shù)KV——考慮齒輪制造誤差和裝配誤差及彈性變形等內(nèi)部因素引起的附加動載荷的影響主要影響因素：1)齒輪的制造精度Pb1≠Pb22)圓周速度V,圖9-91)提高齒輪制造安裝精度；3)齒頂修緣注意：修緣要適當(dāng)，過大則重合度下降過大。造和裝配誤差而引起的沿齒寬方向載荷分布不均勻的影響。影響因素：1)支承情況：對稱布置，好；非對稱布置↓;懸臂布置，差。3)齒面硬度，硬度越高，趙易偏載，齒面較軟時有變形退讓。1)提高制造安裝精度；2)提高支承剛度，盡量避免懸臂布置；3)采用鼓形齒(的系數(shù)。第12次2學(xué)時課堂類別：理論教學(xué)目標(biāo)：重點：1齒根彎曲疲勞強度計算2計算的主要參數(shù)的選擇方法主要教學(xué)內(nèi)容及過程一、輪齒的受力分析忽略摩擦力，法向力Fn沿嚙合線作用于節(jié)點處(將分布力簡化為集中力)Fn與過節(jié)點P的圓周切向成角度α。Fn可分解為Ft和Fr1、力的大小圓周力Ft=2π/d1徑向力Fr=Ft/tga大小相等，方向相反法向力Fn=Ft/cosaFn1=-Fn2T1——小齒輪上傳遞的扭矩(N.mm)d1——小齒輪上的直徑(mm),α=20°2、力的方向Ft——“主反從同”,Fr——指向軸線一外齒輪背向軸線一內(nèi)齒輪二齒面接觸疲勞強度計算——防止疲勞點蝕要求齒面的最大接觸應(yīng)力不超過接觸疲勞極限應(yīng)力計算依據(jù)：赫其公式(彈性力學(xué))L——接觸線長度 品word--強度條件實際上節(jié)點處接觸應(yīng)力也較大，而點蝕又往往是從靠近節(jié)線附近(齒根部位)首先產(chǎn)生。所以：實際計算點——節(jié)點(單齒對)在節(jié)點P處:(齒數(shù)比)代入式得 重合度系數(shù)——節(jié)點區(qū)域系數(shù)則得接觸疲勞強度的校核公式：則得設(shè)計公式：齒根彎曲疲勞強度計算——防止彎曲疲勞折斷計算假設(shè)：1)單齒對嚙合；2)載荷作用于齒頂；3)計算模型為懸臂梁；K,F=KF=KF,代入上式另計入：應(yīng)力修正系數(shù)YSa——考慮齒根圓角引起的應(yīng)力集中和其它應(yīng)力的影響重合度系數(shù)Yε——考慮非單齒對嚙合的影響∴彎曲疲勞強度的校核公式：設(shè)計公式：齒輪傳動強度計算說明：均相同只不同，應(yīng)2、輪齒面——按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強度硬齒面——按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計，再校核齒面接觸疲勞強度4、在其它參數(shù)相同的條件下，彎曲疲勞強度與m成正比.設(shè)計參數(shù)的選擇1、壓力角α:標(biāo)準(zhǔn)齒輪α=20°*)↓→降低齒面滑運速度VS→減小磨損膠合。到齒厚S↓→彎曲強度∴閉式軟齒面齒輪(點蝕)→Z1可取多一些(20~40)→增加傳動平穩(wěn)性，減小沖擊閉式硬齒面齒輪(彎曲疲勞)→a一定時，宜取Z1少一些(使m個),Z1=17~20,但Z1≥17(14)。17—不根切，14—不量根切。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLhn——r/min,j——齒輪每轉(zhuǎn)嚙合次數(shù)，Lh——齒輪總工作時數(shù)σlim——齒輪疲勞極限應(yīng)力三、齒輪精度等級的選擇：按GB10095-88(圓柱齒輪)和GB11365-89(圓錐齒輪)規(guī)定：精度等級：高低課后作業(yè)：10-5單元標(biāo)題：10.7斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算10.8直齒錐齒輪傳動的強度計算10.9齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計課堂類別：理論教學(xué)目標(biāo)：通過本次課的學(xué)習(xí)，使學(xué)生掌握斜齒輪、錐齒輪受力分析和強度計算方法教學(xué)重難點：重點：斜齒輪、錐齒輪受力分析難點：無教學(xué)方法與手段：1.教學(xué)方法：教師講授、案例分析、集體討論、個別回答、師生互動啟發(fā)2.教學(xué)手段：課件演示、視頻課件主要教學(xué)內(nèi)容及過程一、斜齒輪輪齒的受力分析不考慮摩擦力的影響，輪齒所受的法向力Fn作用于垂直于輪齒齒向的法平面內(nèi)，1、力的大小2、力的方向Ft——“主反從同”,Fr——指向軸線—外齒；背向軸線—內(nèi)齒Fa——主動輪的左右手螺旋定則。即根據(jù)主動輪輪齒的齒向伸左手或右手(左旋伸左手，右旋伸右手),握住軸線，四指代表主動輪的轉(zhuǎn)向，大拇指所指即為主動輪所受的Fal的方向，F(xiàn)a2與Fal方向相反。五、齒根變曲疲勞強度校核計算公式：設(shè)計計算公式：六、齒面接觸疲勞強度計算接觸疲勞強度校核公式M設(shè)計公式：——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，其余參數(shù)同直齒輪錐輪齒的受力分析沿齒寬的分布載荷看作集中載荷Fn假設(shè)作用于齒寬中點，不計摩擦力，垂直于輪1、力的大小F=2π/d=-F?彎曲強度校核公式：齒形系數(shù)YFa、YSa——按當(dāng)量齒數(shù)ZV=Z/cosδ查表9-5齒根應(yīng)力修正系數(shù)齒面接觸疲勞強度校核公式第15次2學(xué)時課堂類別：理論主要教學(xué)內(nèi)容及過程阿基米德蝸桿(ZA)——最常用，垂直于軸線平面的齒廓為阿基米德螺線，在過軸線的平面內(nèi)齒廓為直線，在車床上切制時切削刃頂面通過軸線。2a=40°,加工簡三普通圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸計算1、模數(shù)m和壓力角α2、蝸桿的分度圓直徑d1和直徑系數(shù)q由于加工蝸輪須用與之嚙合的蝸桿參數(shù)相同的滾刀來加工，所以對于同一尺寸的蝸桿必須一把對應(yīng)的蝸輪滾刀，即對同一模數(shù)不同直徑的蝸桿，必須配相應(yīng)數(shù)量的滾刀?！酁榱讼拗莆佪啙L刀的數(shù)量，取蝸桿直徑d1為標(biāo)準(zhǔn)值，并引入直徑系數(shù)q.3、蝸桿頭數(shù)Z15、傳動比和齒數(shù)比u——齒數(shù)比——大齒輪齒數(shù)比小齒輪齒數(shù)；傳動比——從動輪齒數(shù)比主動輪齒數(shù)6、蝸輪齒數(shù)Z27、標(biāo)準(zhǔn)中心距a四蝸桿傳動的幾何尺寸計算——課后習(xí)題：11-1、11-2第16次2學(xué)時11.3承載能力計算11.4圓弧圓柱蝸桿傳動設(shè)計計算11.5效率、潤滑及熱平衡計算11.6結(jié)構(gòu)設(shè)計要求：1)足夠的強度；2)良好的減摩、耐磨性；3)良好的抗膠合性兼1、力的大小 2、力的方向和蝸輪轉(zhuǎn)向的判別Ft——“主反從同”,Fr——指向軸線Fa1——蝸桿左(右)手螺旋定則，根據(jù)蝸桿齒向伸左手或右手，握住蝸桿軸線，四指代表蝸桿轉(zhuǎn)向，大拇指所指代表D蝸桿所受軸向力Fa1的方向，F(xiàn)t2的方向與三、蝸桿傳動的強度計算1、蝸輪齒面接觸疲勞強度：2、蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算彎曲疲勞強度校核公式：蝸桿傳動的潤滑普通蝸桿粘度的潤滑油。一般低速重載→用粘度高的潤滑油；一般高速輕載→用粘度低的潤滑油蝸桿傳動熱平衡計算∵蝸桿傳動效率較低，摩擦發(fā)熱較大，溫升較高，過高的溫度使?jié)櫥拖♂專扯认陆担瑖Ш蠒r從齒面間被稀釋，會加劇磨損和膠合。∴要進行熱平衡計算：∴蝸桿傳動單位時間的發(fā)熱量為H1H1=1000P(1-η)W若以自然冷卻方式，單位時間散熱量為H2H2=KdS(t-t0)WKd——箱體表面散熱系數(shù)，S——箱體散熱面積t——油的工作溫度，一般應(yīng)限制在60~70℃,最高不超過80℃,tmax≤80℃t0——環(huán)境溫度，一般取t0=20℃達到熱平衡時：1)加散熱片以增大散熱面積2)蝸桿軸端加風(fēng)扇，用強制風(fēng)冷卻3)在傳動箱內(nèi)安裝循環(huán)冷卻管路課后習(xí)題：11-3、11-4單元標(biāo)題：傳動機構(gòu)認知課堂類別：實訓(xùn)教學(xué)目標(biāo)：通過本次課的學(xué)習(xí)，使學(xué)生掌握帶、鏈、齒輪、蝸輪傳動的特點和應(yīng)用教學(xué)重難點：重點：傳動機構(gòu)的設(shè)計難點：無教學(xué)方法與手段：1.教學(xué)方法：教師講授、分組實訓(xùn)、集體討論、個別回答、師生互動啟發(fā)2.教學(xué)手段：實訓(xùn)為主，教師講授為輔主要教學(xué)內(nèi)容及過程1、分組：每組20人，共分為三組。2、教師講授常見的帶、鏈、齒輪、蝸輪傳動的特點、類型及應(yīng)用。通過實物演示及實際應(yīng)用。第17次2學(xué)時13.1概述13.2滾動軸承的主要類型及代號13.3滾動軸承類型的選擇課堂類別：理論概述：標(biāo)準(zhǔn)滾動軸承的組成：內(nèi)圈1、外圈2、滾動體3(基本元件)、保持架4④角接觸球軸承——7(6)能同時承受徑向載荷和單向軸向力，接觸角⑤圓錐滾子軸承——3(7)能同時承受徑向載荷和單向Fa,α越大，承受Fa能力⑥推力球軸承——5(8)單向推力球軸承51000—只能受單向Fa;雙向推力球軸承圓錐滾子~;5—推力球~;7—角接觸球~;1—調(diào)心球；N—圓柱滾子~。寬度系列——右起第四位——某些寬度系列(主要為0系列和和正常系列)代號可(3)軸承的內(nèi)徑——基本代號右起一二位數(shù)字。前置代號基本代號(數(shù)字、后置代號(字母+數(shù)字) I代號3、后置代號——反映軸承的結(jié)構(gòu)、公差、游隙及材料的特殊要求等，共8組代號。(1)內(nèi)部結(jié)構(gòu)代號——反映同一類軸承的不同內(nèi)部結(jié)構(gòu)(3)軸承的公差等級第18次2學(xué)時單元標(biāo)題：13.4滾動軸承的工作情況13.5滾動軸承尺寸的選擇13.6軸承裝置的設(shè)計教學(xué)目標(biāo)：難點：無教學(xué)方法與手段：主要教學(xué)內(nèi)容及過程肉定套圃載應(yīng)力應(yīng)力力分布有磨磨損和粘著磨損(燒傷)計算準(zhǔn)則：一般軸承1)進行疲勞壽命計算(針對點蝕);2)靜強度校核?；绢~定壽命L10——同一批軸承在相同工作條件下工作，其中90%的軸承在產(chǎn)生疲勞點蝕前所能運轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)數(shù)(以106為單位)或一定轉(zhuǎn)速下的工作時數(shù)基本額定動載荷C——由試驗得到，軸承的基本額定壽命L10=1(106轉(zhuǎn))時，軸承所能承受的載荷稱~。在基本額定動載荷作用下，軸承可以轉(zhuǎn)106轉(zhuǎn)而不發(fā)生點蝕失效的可靠度為90%。純徑向載荷——向心軸承基本額定動載荷C純軸向載荷——推力軸承二)、滾動軸承的當(dāng)量動載荷P(實際載荷)定義：將實際載荷轉(zhuǎn)換為作用效果相當(dāng)并與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的假想載荷，該假想載荷稱為：當(dāng)量動載荷P在當(dāng)量動載荷P作用下的軸承壽命與實際聯(lián)合載荷作用下的軸承壽命相同1.對只能承受徑向載荷R的軸承(N、NA軸承)P=R2.對只能承受軸向載荷A的軸承(推力球(5)和推力滾子(8))P=A3.同時受徑向載荷R和軸向載荷A的軸承P=XR+YAX——徑向載荷系數(shù)，Y——軸向載荷系數(shù)考慮沖擊、振動等動載荷的影響，使軸承壽命降低，引入載荷系數(shù)fp三、滾動軸承的壽命計算公式載荷與壽命的關(guān)系曲線方程為：E——壽命指數(shù)按小時計的軸承壽命：考慮當(dāng)工作t>120℃時，因金屬組織硬度和潤滑條件等的變化，軸承的基本額定動載荷C有所下降，∴引入溫度系數(shù)ft——對C修正，則選軸承型號和尺寸!角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的軸向載荷A的計算。該類軸承受R→產(chǎn)生派生軸向力S,∴要成對使用，對稱安裝實際軸向載荷A的確定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(shù)3)“放松”端軸承的軸向力等于本身的派生軸向力不同可靠度時滾動軸承的壽命Ln前面公式中計算得到的軸承壽命的可靠度為90%,而各種機械中所要求軸承的壽命的可靠度不一樣，∴為計算不同可靠時軸承的壽命，引入壽命修正系數(shù)a1,則L=aLL10——為軸承的基本額定壽命，其可靠度為90%al——可靠度不為90%時，額定壽命修正系數(shù)，——即受載最大的滾動體與滾道接觸處中心處引起的接觸應(yīng)力達到一定值(例調(diào)心球：4600Mpa;其他球軸承：4200Mpa;滾子PO——軸承的當(dāng)量靜載荷(假想載荷)。在當(dāng)量載荷作用下軸承的塑性變形量與實一)、滾動支承的結(jié)構(gòu)型式2、一端固定(雙向),一端游動——適于轉(zhuǎn)速較高，溫差較大和跨距較大二)、滾動軸承的軸向固定三)、支承的剛度和座孔的同心度五)、滾動軸孔的配合六)、滾動軸承的預(yù)緊預(yù)緊的目的：1)提高旋轉(zhuǎn)精度；2)增加支承剛性；3)減小振動和噪音，延長軸七)、滾動軸承的裝拆八)、滾動軸承的潤滑目的；1)降低摩擦和磨損；2)散熱；3)緩沖、吸振、降低噪音；4)防銹和密封。九)、滾動軸承的密封第19次2學(xué)時課堂類別：理論主要教學(xué)內(nèi)容及過程一、聯(lián)軸器的類型、結(jié)構(gòu)和特性機械式聯(lián)軸器：1、剛性聯(lián)軸器剛性固定式聯(lián)軸器(無法補償兩軸線相對位移偏差)①套筒聯(lián)軸器，②凸緣聯(lián)軸器：③夾殼式聯(lián)軸器，剛性可移式聯(lián)軸器①十字滑塊聯(lián)軸器②萬向聯(lián)軸器③齒輪聯(lián)軸器，2、彈性聯(lián)軸器(并可補償軸線偏差，有彈性元件、緩沖吸振)1)彈性套柱銷聯(lián)軸器2)彈性柱銷聯(lián)軸器3)輪胎聯(lián)軸器二、聯(lián)軸器的選擇1、選聯(lián)軸器類型——按載荷大小，轉(zhuǎn)速高低，而軸對中性和工作特性(振動、沖KA——工作情況系數(shù)，表14-1;T——名義扭矩；[T]——許用扭矩允許最高轉(zhuǎn)速(/min)5、協(xié)調(diào)軸孔直徑離合器要求：操縱方便、省力，接合和分離迅速平穩(wěn)、動作準(zhǔn)確、結(jié)構(gòu)簡單按操縱方式：氣動式~外力~液壓式~離合器超越~自動操縱離心~安全離合器嚙合式按結(jié)合原理摩擦式一、機械離合器1、牙嵌式離合器——適于停車和低速(n<10r/min)時接合Z=315牙型梯形牙——Z=5~11接合不太容易牙型三角形牙——易于接合，但承載低Z=15~6