湖工大機(jī)械設(shè)計(jì)第三版汪建曉課件及答案

第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度與耐磨性2-5已知某鋼制零件受彎曲變應(yīng)力作用，其中最大工作應(yīng)力σmax=200MPa，σmin=-50MPa。危險(xiǎn)截面上的應(yīng)力集中系數(shù)kσ=1.2，尺寸系數(shù)εσ=0.78，表面狀態(tài)系數(shù)β=1。材料的σs=750MPa，σ0=580MPa，σ-1=350MPa。(1)繪制材料的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力圖，并在圖中標(biāo)出工作應(yīng)力點(diǎn)的位置；(2)求材料在該應(yīng)力狀態(tài)下的疲勞極限應(yīng)力σr

(按r=c加載和無(wú)限壽命考慮)；(3)繪制零件的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力圖，并按疲勞極限應(yīng)力和安全系數(shù)分別校核此零件是否安全(取[S]=1.5)。課件始于19張第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度與耐磨性第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度與耐磨性直線A’E’：直線OM：第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度與耐磨性第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3-5在如圖所示螺栓連接中采用兩個(gè)M20的螺栓，其許用拉應(yīng)力為[σ]=160MPa，被連接件結(jié)合面的摩擦系數(shù)f=0.2，若考慮摩擦傳力的防滑系數(shù)Ks=1.2，試計(jì)算該連接允許傳遞的靜載荷F。第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)解：對(duì)于承受橫向載荷的普通螺栓連接，其預(yù)緊力滿足的條件為對(duì)單個(gè)螺栓，其應(yīng)滿足的強(qiáng)度條件為因此有代入有關(guān)數(shù)據(jù)(M20螺栓小徑d1=17.294mm)得第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3-7在如圖所示的氣缸蓋連接中，已知：氣缸中的壓力在0~1.5MPa間變化，氣缸內(nèi)徑D=250mm，螺栓分布圓直徑D0=346mm，凸緣與墊片厚度之和為50mm。為保證氣密性要求，螺栓間距不得大于120mm。試選擇螺栓材料，并確定螺栓數(shù)目和尺寸。設(shè)[σ]=20MPa。第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)解：設(shè)計(jì)過(guò)程如下。作用在螺栓上的總工作載荷確定螺栓的數(shù)目。由πD0/z≤120→z≥πD0/120=π×346/120=9.06取螺栓數(shù)目z=12。故此時(shí)螺栓間距l(xiāng)0=πD0/z=π×346/12=90.6mm則每個(gè)螺栓的工作載荷F=FΣ/z=73631/12=6136N取殘余預(yù)緊力F1=1.5F，則每個(gè)螺栓的總拉力為F2=F1+F=2.5F=15340N第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)初估螺栓直徑在M16~M30范圍，因受變載荷作用，因此取安全系數(shù)S=8.5。取螺旋性能等級(jí)為8.8級(jí)，則有σs=640MPa，因此許用應(yīng)力[σ]=σs/S=75.29MPa

查表取M24螺栓，其小徑d1=20.752mm，符合要求。根據(jù)氣密性要求，在工作壓力p=0~1.5MPa時(shí)，應(yīng)有螺栓間距l(xiāng)0=90.6mm≤7d=7×24=168mm，故滿足要求。另外，由于受變載荷作用，因此還需要校核疲勞強(qiáng)度，其強(qiáng)度條件為（取相對(duì)剛度為0.9）第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3-10如圖所示為龍門起重機(jī)導(dǎo)軌托架的螺栓連接。托架由兩塊邊板和一塊承重板焊成。設(shè)最大載荷為20kN，螺栓和邊板的材料均為45鋼，邊板厚25mm。試分別按以下條件計(jì)算所需螺栓的直徑：（1）當(dāng)用普通螺栓時(shí)；（2）當(dāng)用鉸制孔螺栓時(shí)。第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)解：先對(duì)螺栓組進(jìn)行受力分析，找出受力最大的螺栓，再根據(jù)強(qiáng)度條件確定螺栓的直徑。將外力向螺栓組對(duì)稱中心簡(jiǎn)化得R=Q/2=10000NT=R×300=3000000N·mmR使各螺栓受到橫向工作載荷FSR：FSR=R/4=2500NT也使各螺栓受到橫向工作載荷FST，方向與形心連線垂直。受拉螺栓：受剪螺栓：QQRTFSTFSTFSTFSTFSRFSRFSRFSR第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)此時(shí)左側(cè)兩個(gè)螺栓受到的合力是最大的，其大小為(1)當(dāng)用普通螺栓時(shí)，由預(yù)緊力F0產(chǎn)生的摩擦力來(lái)傳遞外載荷FS。此時(shí)有（取f=0.3，Ks=1.2）fF0≥KsFs→F0≥KsFs/f=36056N對(duì)于普通螺栓，其強(qiáng)度條件為取性能為6.8級(jí)的螺栓，有σs=480MPa。假定螺栓直徑在M16~M30范圍，取安全系數(shù)S=3，得[σ]=σs/S=480/3=160MPa代入小徑計(jì)算公式得查表可取M30的螺栓，其小徑d1=26.211mm，滿足強(qiáng)度要求第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)(2)當(dāng)用鉸制孔螺栓時(shí)，應(yīng)該先根據(jù)剪切強(qiáng)度條件確定螺栓孔直徑，然后校核其擠壓強(qiáng)度是否滿足要求。其剪切強(qiáng)度條件為對(duì)鋼制螺栓，取安全系數(shù)Sτ=2.5，Sp=1.25。取螺栓性能等級(jí)為4.8級(jí)，則有σs=320MPa。這樣可以求得許用應(yīng)力為[τ]=σs/Sτ=320/2.5=128MPa，[σp]=σs/Sp=320/1.25=256MPa因此查表取M10的鉸制孔螺栓，其d0=10.957mm，符合剪切強(qiáng)度條件。校核擠壓強(qiáng)度(取Lmin=1.25d0=13.696mm)第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3-6設(shè)如圖所示螺栓剛度為cb，被連接件剛度為cm，若cm/cb=4，預(yù)緊力F0=1500N，軸向外載荷F=1800N，試求作用在螺栓上的總拉力和殘余預(yù)緊力F1。解：總拉力為殘余預(yù)緊力為第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3-8有一橫梁由兩段鋼板，用兩個(gè)普通螺栓連接而成，尺寸如圖所示，螺栓直徑為M16，性能級(jí)別為8.8級(jí)，板間摩擦系數(shù)f=0.12，求此梁能承受的最大載荷F。不計(jì)鋼板厚度影響。3-9已知條件同上題，但改用鉸制孔螺栓M16，求最大載荷F。計(jì)算時(shí)忽略鋼板厚度的影響。計(jì)算螺栓1的最小直徑第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3-8采用普通螺栓連接取Ks=1.2，有根據(jù)表3-7，取S=4，由表3-6查得σs=640MPa，則對(duì)于M16螺栓，有d1=13.835mm。則有第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)第三章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3-9采用鉸制孔用螺栓查表3-7，取Sτ=2.5，Sp=1.25，則查設(shè)計(jì)手冊(cè)，對(duì)于鉸制孔用螺栓M16，d0max=17mm由剪切強(qiáng)度條件可得由擠壓強(qiáng)度條件可得因此螺栓能承受的最大載荷為機(jī)械設(shè)計(jì)內(nèi)容概要與實(shí)例第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)第4章鍵連接及其它連接第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)第8章軸的設(shè)計(jì)第10章滾動(dòng)軸承第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性一、機(jī)械零部件設(shè)計(jì)中的載荷與應(yīng)力1.載荷的簡(jiǎn)化1)集中力代替分布力2)均布力代替非均布力3)點(diǎn)支承代替面支承2.載荷的分類1)靜載荷與變載荷2)工作載荷、名義載荷與計(jì)算載荷3)載荷系數(shù)K：Fca=KF第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性3.機(jī)械零件的應(yīng)力1)應(yīng)力的變化方式：靜應(yīng)力、變應(yīng)力2)應(yīng)力的參數(shù)特征：①最大應(yīng)力：σmax=σm+σa②最小應(yīng)力：σmin=σm-σa③應(yīng)力幅：σa=(σmax-σmin)/2④平均應(yīng)力：σm=(σmax+σmin)/2⑤循環(huán)特性：r=σmin/σmax3)應(yīng)力循環(huán)特性：①對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力：r=-1②脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力：r=0③非對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力：-1≤r≤1④靜應(yīng)力：r=1第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性二、機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度1.機(jī)械零件的疲勞特性2.機(jī)械零件的σ-N疲勞曲線3.材料的極限應(yīng)力圖(1)對(duì)稱循環(huán)疲勞極限σ-1(2)脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限σ0(3)屈服極限σs第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性4.零件的極限應(yīng)力圖(1)影響零件疲勞強(qiáng)度的主要因素①應(yīng)力集中kσ、kτ②絕對(duì)尺寸系數(shù)εσ、ετ③表面質(zhì)量系數(shù)β④綜合影響系數(shù)(Kσ)D、(Kτ)D(2)材料極限應(yīng)力圖→零件極限應(yīng)力圖：橫坐標(biāo)不變，縱坐標(biāo)除以(Kσ)D第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性5.穩(wěn)定變應(yīng)力下零件的疲勞強(qiáng)度計(jì)算(1)單向應(yīng)力狀態(tài)下機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度計(jì)算①循環(huán)特性系數(shù)r=C：過(guò)坐標(biāo)原點(diǎn)和工作應(yīng)力點(diǎn)作射線并延長(zhǎng)，與極限應(yīng)力圖相交，從而得到極限應(yīng)力點(diǎn)②平均應(yīng)力σm=C：過(guò)工作應(yīng)力點(diǎn)作橫軸的垂線并延長(zhǎng)，與極限應(yīng)力圖相交，從而得到極限應(yīng)力點(diǎn)③最小應(yīng)力σmin=C：過(guò)工作應(yīng)力點(diǎn)作與橫軸成45°的直線并延長(zhǎng)，與極限應(yīng)力圖相交，從而得到極限應(yīng)力點(diǎn)(2)復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)下機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度計(jì)算計(jì)算安全系數(shù)第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性三、機(jī)械零件的接觸疲勞強(qiáng)度1.接觸疲勞問(wèn)題產(chǎn)生的原因：零件之間理論上為點(diǎn)接觸或線接觸，但實(shí)際上因彈性變形的影響為面接觸。由于接觸面積很小，產(chǎn)生的局部應(yīng)力很大，稱為接觸應(yīng)力，相應(yīng)的強(qiáng)度稱為接觸疲勞強(qiáng)度。2.接觸疲勞的失效形式：疲勞點(diǎn)蝕3.接觸疲勞應(yīng)力的計(jì)算：赫茲公式4.接觸疲勞強(qiáng)度的影響因素：(1)綜合曲率半徑(2)綜合彈性模量(3)接觸線長(zhǎng)度(4)接觸應(yīng)力的關(guān)系：σH1=σH2第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性例2-1已知如圖所示零件的極限應(yīng)力圖中C點(diǎn)的位置，工作應(yīng)力為σmax(σm,σa)。試在該圖上標(biāo)出按三種應(yīng)力變化規(guī)律，即r=σmin/σmax=c、σm=c及σmin=c時(shí)，對(duì)應(yīng)于C點(diǎn)的極限應(yīng)力點(diǎn)，并指出該點(diǎn)處于破壞區(qū)還是安全區(qū)？第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性例2-2已知某鋼材的機(jī)械性能為σ-1=500MPa，σs=1000MPa，σ0=800MPa。(1)試按比例繪制該材料的簡(jiǎn)化疲勞極限應(yīng)力圖；(2)由該材料制成的零件，承受非對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力，其應(yīng)力循環(huán)特性r=0.3，工作應(yīng)力σmax=800MPa，零件的有效應(yīng)力集中系數(shù)kσ=1.49，零件的尺寸系數(shù)εσ=0.83，表面狀態(tài)系數(shù)β=1，按簡(jiǎn)單加載情況在該圖中標(biāo)出工作應(yīng)力點(diǎn)及對(duì)應(yīng)的極限應(yīng)力點(diǎn)；(3)判斷該零件的強(qiáng)度是否滿足要求？第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性例2-3某零件受穩(wěn)定交變彎曲應(yīng)力作用，最大工作應(yīng)力σmax=180MPa，最小工作應(yīng)力σmin=150MPa，材料的機(jī)械性能σ-1=180MPa，σ0=240MPa，σs=240MPa，按無(wú)限壽命設(shè)計(jì)，并略去綜合影響系數(shù)(kσ)D的影響。試分別用圖解法及計(jì)算法求出：(1)等效系數(shù)ψσ值；(2)安全系數(shù)S值。第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性解：(1)圖解法繪制極限應(yīng)力圖：標(biāo)出工作應(yīng)力點(diǎn)：σm=(σmax+σmin)/2=165MPaσa=(σmax-σmin)/2=15MPar=σmin/σmax=0.833按r=c作圖求出極限應(yīng)力：從圖中可以看出，此時(shí)極限應(yīng)力點(diǎn)落在BC線上，因此有σra+σrm=σs=240MPa第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性解：(1)圖解法由圖中可知安全系數(shù)S=σs/σmax=240/180=1.33第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性解：(2)計(jì)算法寫出直線OM與BC的方程如下：直線OM：σa=σm/11直線BC：σm+σa=240聯(lián)立求解可得到σrm=220MPa，σra=20MPa故極限應(yīng)力為σr=σrm+σra=240MPa安全系數(shù)S=σr/σmax=240/180=1.33第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性例2-4某軸只受穩(wěn)定交變應(yīng)力作用，工作應(yīng)力σmax=240MPa，σmin=-40MPa。材料的機(jī)械性能σ-1=450MPa，σs=800MPa，σ0=700MPa，軸上危險(xiǎn)截面的kσ=1.30，εσ=0.78，β=1。(1)繪制材料的簡(jiǎn)化應(yīng)力圖；(2)用作圖法求極限應(yīng)力σr及安全系數(shù)（按r=c加載和無(wú)限壽命考慮）；(3)取[S]=1.3，試用計(jì)算法驗(yàn)證作圖法求出的σra、σrm及S值，并校驗(yàn)此軸是否安全。第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性第2章機(jī)械零件的強(qiáng)度及耐磨性第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)一、螺紋1.螺紋的類型和應(yīng)用(1)螺紋的分布表面：內(nèi)螺紋、外螺紋(2)螺紋的作用：連接螺紋、傳動(dòng)螺紋(3)螺紋的計(jì)量單位：米制、英制(螺距以每英寸牙數(shù)表示)(4)螺紋牙截面形狀：三角形螺紋、圓螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋、鋸齒形螺紋，前兩者用于連接，后三者用于傳動(dòng)2.螺紋的主要參數(shù)(1)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)度量：大徑d(公稱直徑)、小徑d1(計(jì)算強(qiáng)度時(shí)的危險(xiǎn)截面直徑)、中徑d2(確定幾何參數(shù)和配合性質(zhì)的直徑)(2)直線運(yùn)動(dòng)度量：螺距p、導(dǎo)程s、線數(shù)n，s=np(3)兩運(yùn)動(dòng)關(guān)系：螺紋升角ψ、旋向(右旋、左旋)(4)螺紋牙形：牙形角α、牙側(cè)角β第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)二、螺紋連接1.螺紋連接的基本類型1)螺栓連接：連接件不太厚，可做通孔普通螺栓：與連接件孔內(nèi)壁沒(méi)有接觸，不受橫向載荷鉸制孔螺栓：與連接件孔內(nèi)壁為過(guò)渡配合，受橫向載荷2)雙頭螺柱連接：連接件之一太厚無(wú)法做通孔，且需要經(jīng)常裝拆3)螺釘連接：連接件之一太厚無(wú)法做通孔，且不需要經(jīng)常裝拆4)緊定螺釘連接：固定軸上零件的相對(duì)位置，并傳遞不大的軸向力或扭矩5)特殊結(jié)構(gòu)連接：地腳螺栓連接、吊環(huán)螺釘連接、T形螺栓連接第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)2.螺紋連接件：1)螺栓：分為A、B、C三級(jí)，通用機(jī)械中多用C級(jí)2)雙頭螺柱：兩端都有螺紋3)螺釘：連接螺釘、緊定螺釘4)螺母：六角螺母、特殊螺母5)墊圈：平墊圈、斜墊圈、彈簧墊圈第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3.螺紋連接的預(yù)緊和防松(1)螺紋連接的預(yù)緊①目的：保證所需預(yù)緊力，提高連接的緊密性和可靠性，又不使螺紋連接件過(guò)載②控制預(yù)緊力的方法：a.測(cè)力矩扳手b.定力矩扳手c.測(cè)量預(yù)緊前后螺栓的伸長(zhǎng)量(2)螺紋連接的防松①目的：防止螺紋副相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)②防松方法：a.摩擦防松：對(duì)頂螺母、彈簧墊圈、自鎖螺母b.機(jī)械防松：開(kāi)槽螺母、止動(dòng)墊圈、串聯(lián)鋼絲c.破壞螺紋副關(guān)系：沖點(diǎn)法、粘接法2)只受預(yù)緊力作用的緊螺栓連接螺栓受預(yù)緊力F0作用產(chǎn)生的拉應(yīng)力和螺紋力矩作用產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力作用，按第四強(qiáng)度理論計(jì)算強(qiáng)度條件：3)承受預(yù)緊力和工作載荷的緊螺栓連接螺栓總載荷：F2=F1+F=F0+FCb/(Cb+Cm)殘余預(yù)緊力F1：保證連接緊密性，應(yīng)有F1≥0第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)三、單個(gè)螺栓連接的強(qiáng)度計(jì)算1.普通螺栓連接1)松螺栓連接強(qiáng)度條件：設(shè)計(jì)公式：第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)2.鉸制孔螺栓連接鉸制孔螺栓靠側(cè)面直接承受橫向載荷，連接的主要失效形式是螺栓被剪斷及螺栓或孔壁被壓潰。剪切強(qiáng)度條件：擠壓強(qiáng)度條件：第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)四、螺栓組連接的設(shè)計(jì)計(jì)算1.螺栓組連接的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)連接接合面的幾何形狀要合理：①通常選成軸對(duì)稱形狀，最好有兩個(gè)相互垂直的對(duì)稱軸，便于加工制造；②同一圓周上的螺栓數(shù)目一般為4、6、8、12等，便于加工時(shí)分度；③同一組螺栓的材料、直徑和長(zhǎng)度應(yīng)盡量相同；④通常采用環(huán)狀或條狀接合面，以減少加工面和接合面不平度的影響，還可以提高連接強(qiáng)度；⑤螺栓組的形心與接合面形心盡量重合，以保證連接接合面受力均勻；第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)2)螺栓的位置應(yīng)該使受力合理：①螺栓應(yīng)靠近接合面邊緣，以減少螺栓受力；②如果螺栓同時(shí)承受較大軸向及橫向載荷時(shí)，可采用銷、鍵或套筒等零件來(lái)承受橫向載荷③受橫向載荷的螺栓組，沿受力方向布置的螺栓不宜超過(guò)6~8個(gè)，以免螺栓受力嚴(yán)重不均勻3)各螺栓中心的最小距離應(yīng)不小于扳手空間的最小尺寸，最大距離應(yīng)按連接用途及結(jié)構(gòu)尺寸大小而定。對(duì)于壓力容器等緊密性要求較高的重要連接，螺栓的間距有特定的要求。第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)2.螺栓組連接的受力分析1)受橫向載荷的螺栓組連接①普通螺栓：保證連接預(yù)緊后，接合面間產(chǎn)生的最大摩擦力不小于橫向載荷：fF0zi≥KsFΣ→F0≥KsFΣ/(fzi)②鉸制孔螺栓：橫向載荷直接作用到每個(gè)螺栓上：F=FΣ/z2)受軸向載荷的螺栓組連接：各螺栓受載均勻，螺栓總載荷F2=F1+F第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)3)受轉(zhuǎn)矩的螺栓組連接①普通螺栓：靠連接預(yù)緊后在接合面間產(chǎn)生的摩擦力矩抵抗轉(zhuǎn)矩：②鉸制孔螺栓：螺栓受力與其中心到接合面形心的距離成正比：Fmax/rmax=Fi/ri受力最大的螺栓：第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)4)受傾覆力矩的螺栓組連接螺栓受力與其中心到接合面形心的距離成正比：Fmax/rmax=Fi/ri受力最大的螺栓：接合面左側(cè)邊緣不應(yīng)出現(xiàn)縫隙：接合面右側(cè)邊緣不應(yīng)被壓潰：螺栓的總載荷：F2=F1+Fmax第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)五、螺紋連接件的材料及許用應(yīng)力1.螺紋連接件的材料一般螺紋連接件：低碳或中碳鋼高性能螺紋連接件：中碳鋼或中碳合金鋼2.螺紋連接件性能等級(jí)螺栓、螺柱、螺釘：用數(shù)字表示，如4.8表示其強(qiáng)度極限σb=400MPa，屈服極限σs=320MPa螺母：用數(shù)字表示，大體上表示其強(qiáng)度極限的1%3.螺紋連接件的許用應(yīng)力需要考慮材料及熱處理工藝、結(jié)構(gòu)尺寸、載荷性質(zhì)、工作溫度、加工裝配質(zhì)量、使用條件等因素第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)六、提高螺紋連接件強(qiáng)度的措施1.改善螺紋牙間載荷分配不均現(xiàn)象1)一般螺紋連接：螺栓受拉，螺母受壓2)均載螺母：螺栓受拉，螺母也受拉3)措施：懸置螺母、環(huán)槽螺母、內(nèi)斜螺母2.降低影響螺栓疲勞強(qiáng)度的應(yīng)力幅1)方法：減小Cb，增大Cm2)措施：采用柔性螺栓、加彈性元件3.減小應(yīng)力集中：增大過(guò)渡圓角半徑、切制卸載槽4.避免附加應(yīng)力：凸臺(tái)與沉孔、球面墊圈、腰環(huán)螺栓5.采用合理的制造工藝：冷鐓、滾壓、表面強(qiáng)化處理例1、圖示底板用8個(gè)螺栓與支架相連，受外力Q作用，Q作用于包含X軸并垂直于底板接縫面，試計(jì)算此螺栓組聯(lián)接。（θ=30°）第3章螺紋連接與螺旋傳動(dòng)解：

（一）受力分析QQHQH=QcosθQVQV=QsinθHMHQHH=QcosθMH=H·300VMVQVV=QsinθMV=V·400H=4330N，V=2500N，M=MH-MV=299000N·mm（二）工作條件分析1、保證結(jié)合面不滑移又：2、受力最大螺栓軸向載荷a、FV=V/z=2500/8=312.5N（每個(gè)螺栓受V作用相同）b、M作用，離形心越遠(yuǎn)受力越大c、最大工作載荷d、螺栓總拉力=5662.5N取：kf=1.3μs=0.133、螺栓直徑：d1d4、其它條件a、左側(cè)不出現(xiàn)間隙：b、接合面右側(cè)不壓潰：

螺栓擰緊并承受軸向載荷H后，剩余預(yù)緊力在結(jié)合面產(chǎn)生的擠壓應(yīng)力。翻轉(zhuǎn)力矩對(duì)擠壓應(yīng)力的影響選擇螺栓性能等級(jí)，計(jì)算許用應(yīng)力

。QQ例2、設(shè)計(jì)圖示螺紋聯(lián)接：1.受拉螺栓2.受剪螺栓解：一）受力分析RTFSRFSRFSRFSRFSTFSTFSTFSTR=Q/2=10000NQT=R×300=3000000N.mmR使各螺栓受到橫向工作載荷FSR：FSR=R/4=2500（

N）T也使各螺栓受到橫向工作載荷FST，方向與形心連線垂直。受載最大的螺栓：受拉螺栓：受剪螺栓：相同二）設(shè)計(jì)計(jì)算

受拉螺栓

由預(yù)緊力F’產(chǎn)生的摩擦力來(lái)傳遞外載荷FS。（?。簁f=1.3、μs=0.13）

受剪螺栓選擇螺栓性能等級(jí)，計(jì)算許用應(yīng)力

。螺栓直徑：d1d橫向載荷由螺栓桿與被聯(lián)件的擠壓與剪切傳遞。受載最大螺栓的橫向載荷為：FS=9014（N）選擇螺栓性能等級(jí)，計(jì)算許用應(yīng)力

。螺栓直徑：查手冊(cè)

比較受拉螺栓：相同材料螺栓，由P110表6.3：d受拉>>d受剪例3某承受軸向載荷的螺栓聯(lián)接。已知單個(gè)螺栓所受軸向載荷

F=500N，預(yù)緊力F’=500N，螺栓的剛度c1，arctanc1=30°，被聯(lián)接件的剛度c2，arctanc2=45°。

1）繪制此螺栓聯(lián)接的力——變形圖，并確定螺栓總拉力F0。

2）若將墊片改為較軟的，使arctanc1=60°，其他不變，F(xiàn)0=？

3）比較上述兩種情況，判斷哪種密閉性好？注：此題用圖解法求解。1002003004005006007008009001000N變形60°30°45°45°FF0F”FF0F”F’例4一鋼板采用三個(gè)鉸制孔螺栓聯(lián)接,下列三個(gè)方案哪個(gè)最好?F3F3F3FL2aFL2aFmax=F3=FL2aF3+F3F3F3FL2aFL2aFmax=F1=F3=F3F3F3FL3aFl3aFL3aFmax=F2=比較：方案一：Fmax=FL2aF3+方案二：Fmax=方案三：Fmax=——差誰(shuí)好？由：L=結(jié)論：1）當(dāng)L>時(shí)，方案三最好。2）當(dāng)L<時(shí)，方案二最好。例5指出下列各圖中的錯(cuò)誤。第4章鍵連接及其它連接一、鍵連接1.平鍵：兩側(cè)面為工作面，對(duì)軸上零件進(jìn)行周向定位和傳遞轉(zhuǎn)矩，上表面和輪轂槽底之間有間隙。1)普通平鍵：松鍵連接、緊連接A型平鍵：鍵槽由指狀銑刀加工，固定良好，對(duì)軸強(qiáng)度削弱大；B型平鍵：鍵槽由盤銑刀加工，易松動(dòng)，對(duì)軸強(qiáng)度削弱?。籆型平鍵：用于軸端薄型平鍵：鍵高為普通平鍵的2/3，承載小2)導(dǎo)向平鍵和滑鍵：緊鍵連接、松連接第4章鍵連接及其它連接2.半圓鍵：松鍵連接、靜連接，對(duì)中好，裝配方便，鍵槽深，對(duì)軸強(qiáng)度削弱較大3.楔鍵：緊鍵連接、緊連接，工作面為上下表面，有1:100的斜度，與輪轂楔緊，對(duì)中不好4.切向鍵：一對(duì)楔緊兩斜面接觸構(gòu)成第4章鍵連接及其它連接5.鍵的選用和校核1)鍵的選用：規(guī)格尺寸根據(jù)軸的直徑d按標(biāo)準(zhǔn)確定鍵寬b，鍵高h(yuǎn)隨之確定。鍵的長(zhǎng)度L根據(jù)輪轂寬度確定，略小于或等于輪轂寬度，且應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的長(zhǎng)度系列。2)鍵的材料一般為碳素鋼，常用的有45鋼等。3)平鍵連接的主要失效形式與校核：a.靜連接：工作面被壓潰或鍵被剪斷，校核擠壓強(qiáng)度；b.動(dòng)連接：工作面的磨損，校核工作面壓強(qiáng)。第4章鍵連接及其它連接6.采用雙鍵時(shí)鍵的布置：a.平鍵：成180°布置；b.半圓鍵：在同一條母線上；c.楔鍵：相隔90°~120°；d.切向鍵：沿圓周方向成120°~130°。第4章鍵連接及其它連接二、花鍵連接1.花鍵連接的特點(diǎn)花鍵連接由軸和轂孔上的多個(gè)鍵齒和鍵槽組成，工作面為齒側(cè)面，可用于靜連接或動(dòng)連接?；ㄦI連接齒槽較淺，對(duì)軸和轂孔的強(qiáng)度削弱較小，應(yīng)力集中小，對(duì)中性好，導(dǎo)向性好?；ㄦI軸和花鍵孔一般都需要專門設(shè)備進(jìn)行加工，成本較高?；ㄦI連接適用于承受重載荷、變載荷及定心精度要求高的靜、動(dòng)連接。第4章鍵連接及其它連接2.類型選擇1)矩形花鍵：齒廓為矩形，鍵齒兩側(cè)為平面，形狀簡(jiǎn)單，加工方便。矩形花鍵連接定心方式為小徑定心，因小徑易于磨削，故定心精度較高。矩形花鍵的表示為N×d×D×B，代表鍵齒數(shù)×小徑×大徑×鍵齒寬。2)漸開(kāi)線花鍵：齒廓為漸開(kāi)線，可以利用漸開(kāi)線齒輪加工方法來(lái)加工，工藝性較好。三、銷連接1.銷連接的作用：用于固定兩個(gè)零件的相對(duì)位置，并傳遞不大的載荷。2.按作用分類：1)定位銷：固定兩個(gè)零件的相對(duì)位置，一般不需要進(jìn)行強(qiáng)度校核；2)連接銷：連接零件并傳遞不大的載荷，有必要時(shí)進(jìn)行擠壓或剪切強(qiáng)度校核；3)安全銷：用作安全裝置中的過(guò)載剪斷元件，需要進(jìn)行強(qiáng)度校核。3.按形狀分類：1)圓柱銷：多用于定位，與銷孔為過(guò)盈配合，精度高，經(jīng)多次裝拆后會(huì)下降；2)圓錐銷：有1:50的錐度，裝拆方便，應(yīng)用廣泛。第4章鍵連接及其它連接第4章鍵連接及其它連接四、無(wú)鍵連接1.過(guò)盈配合連接：利用兩個(gè)被連接件間的過(guò)盈配合來(lái)實(shí)現(xiàn)一個(gè)為包容件，一個(gè)為被包容件，裝配后由于過(guò)盈量δ的存在使材料產(chǎn)生彈性變形，從而在配合表面間產(chǎn)生很大的正壓力，工作時(shí)依靠其產(chǎn)生的摩擦力傳遞載荷。過(guò)盈配合連接結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，定心性好，承載能力高，但加工精度要求高，裝配困難。裝配時(shí)可采用壓入法和溫差法。2.型面連接：利用非圓截面的軸與非圓截面的轂孔構(gòu)成軸與轂孔可以做成柱面，也可以做成錐面，都能傳遞轉(zhuǎn)矩，前者還可以形成沿軸向移動(dòng)的動(dòng)連接，而后者則能承受單方向的軸向力。型面連接裝拆方便，定心性好，沒(méi)有應(yīng)力集中源，承載能力大，但加工工藝復(fù)雜，一般需要專用設(shè)備，成本較高。第4章鍵連接及其它連接[例1]下圖中所示之兩種切向鍵聯(lián)接結(jié)構(gòu)圖，哪個(gè)不合理，為什么？[解答]1)圖b不合理。2)因?yàn)榍邢蜴I是靠鍵與軸、轂之間楔緊所產(chǎn)生的擠壓力而傳遞轉(zhuǎn)矩的。同樣轉(zhuǎn)矩下力臂愈長(zhǎng)此壓力愈小，鍵、軸和轂更趨安全。顯然只有切向力才合要求，故圖a比圖b合理。此外從加工、測(cè)量等方面看圖b也不合理。第4章鍵連接及其它連接[例2]下圖所示銷釘選用是否合適，說(shuō)明理由。[解答]不合適，難于拆卸。第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)一、帶傳動(dòng)概述1.帶傳動(dòng)的組成與工作原理組成：主動(dòng)輪、從動(dòng)輪、環(huán)形帶原理：帶輪與帶之間依靠摩擦力傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力2.V帶的結(jié)構(gòu)和尺寸①V帶的結(jié)構(gòu)：抗拉體、頂膠、底膠、包布②V帶的型號(hào)：Y、Z、A、B、C、D、E③基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld④中心距a、帶長(zhǎng)L、包角α1、α2及其關(guān)系⑤V帶楔角θ=40°，V帶輪輪槽角φ＜40°（為什么？）第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.帶傳動(dòng)的特點(diǎn)①優(yōu)點(diǎn)：中心距大，帶能緩沖、吸振，成本低廉，過(guò)載時(shí)打滑起保護(hù)作用②缺點(diǎn)：外廓尺寸大，因彈性滑動(dòng)使傳動(dòng)比不準(zhǔn)確，需要張緊裝置，壓軸力較大，傳動(dòng)效率低，壽命短4.帶傳動(dòng)的應(yīng)用帶速v=5~25m/s，功率P≤50kW，效率0.9~0.95，傳動(dòng)比i=2~4第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)二、帶傳動(dòng)的基本理論1.帶傳動(dòng)的受力分析①初拉力F0、緊邊拉力F1、松邊拉力F2②帶傳動(dòng)的有效拉力：Fe=ΣFf=F1-F2③離心拉力：Fc=qv2，作用于帶的全長(zhǎng)④極限有效拉力及其影響因素a.初拉力F0↑，F(xiàn)elim↑b.α1↑，F(xiàn)elim↑c(diǎn).f↑，F(xiàn)elim↑。因V帶f’>平帶f，故V帶傳動(dòng)能力更強(qiáng)d.v↓，F(xiàn)elim↑，但若v過(guò)小，則因Fe>Felim，將產(chǎn)生打滑，故應(yīng)限制v≥5m/s第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.帶傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析1)彈性滑動(dòng)與打滑①?gòu)椥曰瑒?dòng)：因帶為彈性體，在受力后產(chǎn)生的彈性變形不一致，導(dǎo)致帶速與輪速有差別而產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)②打滑：帶傳動(dòng)的有效拉力超過(guò)極限摩擦力時(shí)，帶與帶輪之間產(chǎn)生顯著的相對(duì)滑動(dòng)，會(huì)導(dǎo)致失效③彈性滑動(dòng)與打滑的區(qū)別與聯(lián)系：a.彈性滑動(dòng)是帶傳動(dòng)固有的現(xiàn)象，無(wú)法消除，只能減小其影響；打滑會(huì)導(dǎo)致帶傳動(dòng)失效，在正常工作時(shí)不允許發(fā)生；b.打滑是彈性滑動(dòng)發(fā)展到極限的情況2)滑動(dòng)率和傳動(dòng)比①滑動(dòng)率：ε=(v1-v2)/v1；②傳動(dòng)比：i=n1/n2=dd2/[(1-ε)dd1]第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.帶傳動(dòng)的應(yīng)力分析1)拉應(yīng)力：①緊邊拉應(yīng)力：σ1=F1/A②松邊拉應(yīng)力：σ2=F2/A2)離心拉應(yīng)力：①離心拉應(yīng)力的大?。害襝=qv2/A②離心拉應(yīng)力作用于帶的全長(zhǎng)，在高速時(shí)起決定作用，故應(yīng)限制帶速v≤25m/s3)彎曲應(yīng)力：①?gòu)澢鷳?yīng)力的大?。害襜=2Eby0/dd②彎曲應(yīng)力與帶輪直徑成反比，因此帶輪直徑不宜過(guò)小4)帶的應(yīng)力分布與最大應(yīng)力：①最大應(yīng)力發(fā)生在緊邊開(kāi)始繞上小帶輪處；②最大應(yīng)力的大小：σmax=σ1+σc+σb1第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)4.帶傳動(dòng)的失效形式和計(jì)算準(zhǔn)則1)帶傳動(dòng)的失效形式為打滑和帶的疲勞破壞2)帶傳動(dòng)的計(jì)算準(zhǔn)則是：保證帶傳動(dòng)不打滑的前提下，充分發(fā)揮帶的傳動(dòng)能力，并使傳動(dòng)帶具有足夠的疲勞強(qiáng)度和壽命第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)三、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.單根V帶的許用功率1)計(jì)算公式：[P0]=(P0+△P0)KLKα2)P0：?jiǎn)胃鶐У幕绢~定功率(特定條件：i=1，α1=180°，Ld為特定長(zhǎng)度)3)△P0：功率增量，考慮i≠1時(shí)帶的承載能力增大的影響；4)KL：長(zhǎng)度系數(shù)，考慮帶長(zhǎng)不為特定長(zhǎng)度時(shí)對(duì)傳動(dòng)能力的影響；5)Kα：包角系數(shù)，考慮α≠180°時(shí)對(duì)傳動(dòng)能力的影響第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)與參數(shù)選擇1)設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)的原始數(shù)據(jù)：傳遞功率P，主、從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n1、n2或傳動(dòng)比i，對(duì)傳動(dòng)位置和外部尺寸的要求，工作條件2)設(shè)計(jì)內(nèi)容：確定帶的型號(hào)、長(zhǎng)度和根數(shù)，確定中心距，確定帶輪的材料、結(jié)構(gòu)和尺寸，計(jì)算初拉力和作用在軸上的壓力3)設(shè)計(jì)計(jì)算步驟和選擇參數(shù)的原則①確定計(jì)算功率：Pc=KAP，KA——工況系數(shù)②選擇V帶型號(hào)：根據(jù)Pc和n1由選型圖確定③確定帶輪的基準(zhǔn)直徑：a.初選小帶輪直徑：dd1≥ddminb.驗(yàn)算帶速：v=5~25m/sc.計(jì)算大帶輪直徑：大、小帶輪均應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)值第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)4)確定中心距a和帶長(zhǎng)Ld①初選中心距a0a.a↓→外廓尺寸小→α1↓→傳動(dòng)能力與強(qiáng)度降低b.a↑→α1↑→傳動(dòng)能力提高→高速時(shí)引起帶抖動(dòng)c.初定中心距：0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)②粗算帶長(zhǎng)Lc，確定帶長(zhǎng)Ld③確定中心距a④設(shè)定中心距調(diào)整范圍5)驗(yàn)算小帶輪包角：α1≥120°，否則應(yīng)調(diào)整中心距或采用張緊輪6)確定帶的根數(shù)：z≥Pc/[P0]7)確定初拉力F08)計(jì)算帶對(duì)軸的壓力FQ第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.V帶帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求2)帶輪材料：一般用鑄鐵HT150、HT200，轉(zhuǎn)速較高時(shí)用鑄鋼或焊接鋼板，小功率時(shí)可用鑄鋁或塑料3)帶輪的結(jié)構(gòu)形式：實(shí)心式、腹板式、輪輻式4.帶傳動(dòng)的張緊、安裝及維護(hù)1)帶傳動(dòng)的張緊：調(diào)整中心距、采用張緊輪、自動(dòng)張緊2)帶傳動(dòng)的安裝：兩軸平行，溝槽對(duì)齊，縮小中心距，套上V帶再進(jìn)行調(diào)整3)帶傳動(dòng)的維護(hù)：定期檢查和更換，不允許新舊帶混用第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)四、鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.鏈傳動(dòng)的組成與工作原理：①組成：主動(dòng)鏈輪、從動(dòng)鏈輪、環(huán)形鏈條②工作原理：鏈輪輪齒與鏈條鏈節(jié)通過(guò)嚙合傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力2.鏈傳動(dòng)的特點(diǎn)：①優(yōu)點(diǎn)：沒(méi)有彈性滑動(dòng)和打滑，平均傳動(dòng)比準(zhǔn)確；傳動(dòng)效率高；壓軸力較小；傳遞功率大；能在低速、重載工況下工作；能適應(yīng)惡劣環(huán)境②缺點(diǎn)：瞬時(shí)傳動(dòng)比不恒定，傳動(dòng)平穩(wěn)性差，有噪聲；磨損后易發(fā)生跳齒和脫鏈；急速反向轉(zhuǎn)動(dòng)性能差。第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.套筒滾子鏈結(jié)構(gòu)：①組成：銷軸、套筒、滾子、內(nèi)鏈板、外鏈板，銷軸與套筒、套筒與滾子為間隙配合，銷軸與外鏈板、套筒與內(nèi)鏈板為過(guò)盈配合②主要參數(shù)：a.鏈節(jié)距p：相鄰兩銷軸中心之間的距離，p↑→承載能力；p↑→傳動(dòng)不穩(wěn)定，重量增加b.排距pt：相鄰兩排滾子中心之間的距離c.鏈節(jié)數(shù)Lp：最好取偶數(shù)，避免采用過(guò)渡鏈板d.鏈條標(biāo)記：鏈號(hào)-排數(shù)-鏈節(jié)數(shù) 標(biāo)準(zhǔn)編號(hào)第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)4.滾子鏈鏈輪①端面齒形：三圓弧一直線，標(biāo)準(zhǔn)齒形，零件工作圖上不用繪制②軸面齒形：直線+圓弧，非標(biāo)準(zhǔn)齒形，零件工作圖上必須繪制，便于鏈輪加工③鏈輪材料：主要是碳素鋼和合金鋼，有時(shí)也用鑄鐵和木材④鏈輪的結(jié)構(gòu)形式：實(shí)心式、孔板式、組合式5.鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)特性①鏈傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)的不均勻性：z↓，p↑→多邊形效應(yīng)↑②鏈傳動(dòng)的動(dòng)載荷③鏈傳動(dòng)的受力分析：工作拉力F、離心拉力Fc、懸垂拉力Fy、緊邊拉力F1、松邊拉力F2、壓軸力FQ第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)6.鏈傳動(dòng)的失效形式及滾子鏈傳動(dòng)的功率曲線①失效形式：鏈的疲勞破壞；鉸鏈磨損；膠合；沖擊疲勞破壞；過(guò)載拉斷②功率曲線：由前四種失效形式共同限定的單排鏈極限功率7.滾子鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)的已知條件與設(shè)計(jì)內(nèi)容①已知條件：傳動(dòng)用途、工作情況、原動(dòng)件與工作機(jī)的類型、傳遞的名義功率P及載荷性質(zhì)、鏈輪轉(zhuǎn)速n1和n2或傳動(dòng)比i、傳動(dòng)布置以及對(duì)結(jié)構(gòu)尺寸的要求。②主要設(shè)計(jì)內(nèi)容：合理選擇傳動(dòng)參數(shù)(鏈輪齒數(shù)z1和z2、傳動(dòng)比i、中心距a、鏈節(jié)數(shù)Lp等)、確定鏈條的型號(hào)(鏈節(jié)距p、排數(shù))、確定潤(rùn)滑方式及設(shè)計(jì)鏈輪。第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)8.鏈傳動(dòng)主要參數(shù)的選擇1)鏈輪齒數(shù)z1、z2及傳動(dòng)比i①z1↓→多邊形效應(yīng)↑→z1不宜過(guò)小，可參照鏈速v確定②z2=iz1，z2↑→可能產(chǎn)生跳齒和脫鏈③因鏈節(jié)數(shù)Lp常為偶數(shù)，故齒數(shù)z應(yīng)與其互質(zhì)，使磨損均勻④傳動(dòng)比i≤6，推薦i=2~3.52)鏈節(jié)距p和排數(shù)①鏈節(jié)距p↓→多邊形效應(yīng)↓，p↑→承載能力↑②鏈節(jié)距p根據(jù)單排鏈額定功率P0和小鏈輪轉(zhuǎn)速n1由功率曲線查出，P0≥KAP/(KzKLKp)③應(yīng)盡量選擇小節(jié)距單排鏈，高速重載時(shí)選擇小節(jié)距多排鏈3)中心距a和鏈節(jié)數(shù)Lp①a↑→承載能力↑，a↑↑→鏈重量增大，發(fā)生顫抖②初選a0=(30~50)p，計(jì)算出Lp并圓整為偶數(shù)，再調(diào)整a第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)9.低速鏈傳動(dòng)靜強(qiáng)度計(jì)算：鏈速v＜0.6m/s時(shí)主要失效形式為過(guò)載拉斷，應(yīng)按靜強(qiáng)度計(jì)算10.鏈傳動(dòng)的潤(rùn)滑與布置1)鏈傳動(dòng)的潤(rùn)滑①潤(rùn)滑方式：人工定期潤(rùn)滑、滴油潤(rùn)滑、油浴或飛濺潤(rùn)滑、壓力噴油潤(rùn)滑②潤(rùn)滑方式選擇：根據(jù)鏈速v與鏈節(jié)距p確定2)鏈傳動(dòng)的布置①兩鏈輪中心連線最好成水平，或與水平面成60°以下的傾角，緊邊在上面較好②兩鏈輪軸線不在同一水平面，或中心距大、鏈條較長(zhǎng)時(shí)，松邊均應(yīng)布置在下邊，防止松邊下垂量過(guò)大導(dǎo)致卡死或與緊邊相碰③兩鏈輪軸線在同一鉛錘面時(shí)，應(yīng)采用中心距可調(diào)、增加張緊裝置、兩鏈輪錯(cuò)開(kāi)等方式，防止傳動(dòng)能力下降第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例1]帶傳動(dòng)中，在什么情況下需采用張緊輪？張緊輪布置在什么位置較為合理？[解答]當(dāng)中心距不能調(diào)節(jié)時(shí)，可采用張緊輪將帶張緊。張緊輪一般應(yīng)放在松邊內(nèi)側(cè)，使帶只受單向彎曲。同時(shí)張緊輪還應(yīng)盡量靠近大輪，以免過(guò)分影響帶在小輪上的包角。[例2]打滑首先發(fā)生在哪個(gè)帶輪上？為什么？[解答]由于帶在大輪上的包角大于在小輪上的包角，所以打滑總是在小輪上先開(kāi)始。第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例3]帶傳動(dòng)為什么要限制其最小中心距和最大傳動(dòng)比？[解答]1)中心距愈小，帶長(zhǎng)愈短。在一定速度下，單位時(shí)間內(nèi)帶的應(yīng)力變化次數(shù)愈多，會(huì)加速帶的疲勞破壞；如在傳動(dòng)比一定的條件下，中心距越小，小帶輪包角也越小，傳動(dòng)能力下降，所以要限制最小中心距。2)傳動(dòng)比較大且中心距小時(shí)，將導(dǎo)致小帶輪包角過(guò)小，傳動(dòng)能力下降，故要限制最大傳動(dòng)比。[例4]為什么小鏈輪齒數(shù)不宜過(guò)多或過(guò)少？[解答]小鏈輪齒數(shù)傳動(dòng)的平穩(wěn)性和使用壽命有較大的影響。齒數(shù)少可減小外廓尺寸，但齒數(shù)過(guò)少，將會(huì)導(dǎo)致：1)傳動(dòng)的不均勻性和動(dòng)載荷增大；2)鏈條進(jìn)入和退出嚙合時(shí)，鏈節(jié)間的相對(duì)轉(zhuǎn)角增大，使鉸鏈的磨損加劇；3)鏈傳動(dòng)的圓周力增大，從而加速了鏈條和鏈輪的損壞。

第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例5]鏈傳動(dòng)在工作時(shí)引起動(dòng)載荷的主要原因是什么？[解答]一是因?yàn)殒溗俸蛷膭?dòng)鏈輪角速度周期性變化，從而產(chǎn)生了附加的動(dòng)載荷。二是鏈沿垂直方向分速度v'也作周期性的變化使鏈產(chǎn)生橫向振動(dòng)。三是當(dāng)鏈節(jié)進(jìn)入鏈輪的瞬間，鏈節(jié)和鏈輪以一定的相對(duì)速度相嚙合，從而使鏈和輪齒受到?jīng)_擊并產(chǎn)生附加的動(dòng)載荷。四是若鏈張緊不好，鏈條松弛。

[例6]滾子鏈各元件間的配合關(guān)系怎樣？[解答]滾子鏈各元件間的配合關(guān)系：外鏈板與銷軸、內(nèi)鏈板與套筒分別以過(guò)盈配合固聯(lián)，組成內(nèi)鏈節(jié)和外鏈節(jié)。銷軸與套筒、套筒與滾子間分別為間隙配合，可以自由轉(zhuǎn)動(dòng)，組成活動(dòng)鉸鏈。第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例7]帶傳遞最大功率P＝4.7kW，小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=200mm，小帶輪的轉(zhuǎn)速n1=1800r/min，小帶輪包角a1=135°，摩擦系數(shù)f=0.25，求緊邊拉力F1和有效拉力Fe(帶與輪間的摩擦力已達(dá)到最大摩擦力)。[解]F1/F2=efα1=e0.25×135/57.3=1.8023v=πdd1n1/(60×1000)=π×200×1800/(60×1000)=18.85m/sFe=1000P/v=1000×4.7/18.85=249.34NFe=F1-F2=efα1F2-F2=0.8023F2F2=Fe/0.8023=249.34/0.8023=310.78NF1=1.8023F2=1.8023×310.78=560.12N第5章帶傳動(dòng)與鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例8]單排滾子鏈傳動(dòng)，已知鏈節(jié)距p=19.05mm，小鏈輪分度圓直徑d1=152.04mm，小鏈輪轉(zhuǎn)速n1＝720r/min，每米鏈長(zhǎng)的質(zhì)量q=2.6kg/m，求小鏈輪齒數(shù)z1和鏈所受的離心拉力Fc。[解]1.求小鏈輪齒數(shù)由公式得故可求得z1=25.007，取z1=252.求鏈的離心拉力鏈速為離心拉力為第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)一、齒輪傳動(dòng)的失效形式與設(shè)計(jì)準(zhǔn)則1.失效形式1)輪齒折斷：齒寬小的直齒輪一般為全齒折斷，齒寬大的直齒輪和斜齒輪一般為局部折斷；2)齒面點(diǎn)蝕：首先出現(xiàn)在節(jié)線附近的齒根表面3)齒面磨損：開(kāi)式齒輪的主要失效形式4)齒面膠合：高速重載時(shí)熱膠合，低速重載時(shí)冷膠合5)齒面塑性變形：軟齒面重載時(shí)較易發(fā)生第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.設(shè)計(jì)準(zhǔn)則1)閉式軟齒面：主要失效形式為齒面點(diǎn)蝕，應(yīng)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，并校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度；2)閉式硬齒面：主要失效形式為輪齒折斷，應(yīng)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，并校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度；3)開(kāi)式齒輪：主要失效形式為齒面磨損，應(yīng)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)二、齒輪傳動(dòng)的計(jì)算載荷1.計(jì)算載荷與載荷系數(shù)：計(jì)算載荷：Fnc=KFn載荷系數(shù)：K=KAKvKαKβ2.使用系數(shù)KA：考慮齒輪嚙合外部因素引起附加動(dòng)載荷的影響，影響因素為原動(dòng)件和工作機(jī)的工作特性。3.動(dòng)載系數(shù)Kv：考慮齒輪制造精度、運(yùn)轉(zhuǎn)速度等內(nèi)部因素引起的附加動(dòng)載荷的影響，其影響因素有法向齒距和齒形偏差產(chǎn)生的傳動(dòng)誤差、分度圓圓周速度、輪齒嚙合剛度。1)Kv值按齒輪制造精度和分度圓圓周速度查取。錐齒輪按低一級(jí)精度及錐齒輪平均分度圓處的圓周速度查取。2)減小動(dòng)載荷的方法：齒頂修緣第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)4.齒間載荷分配系數(shù)Kα：考慮同時(shí)嚙合的各對(duì)輪齒間載荷分配不均勻?qū)嘄X應(yīng)力的影響，其影響因素為輪齒制造誤差(特別是齒距偏差)、齒面硬度、齒廓修形和跑合情況。5.齒向載荷分配系數(shù)Kβ：考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)嘄X應(yīng)力的影響。影響因素主要為：齒輪的制造和安裝誤差、齒輪在軸上的布置方式、支承剛度、齒輪的寬度和齒面硬度。1)彎曲變形的影響：齒輪相對(duì)于軸承非對(duì)稱布置時(shí)，軸受載后產(chǎn)生彎曲變形，載荷沿接觸線分布不均勻；2)扭轉(zhuǎn)變形的影響：軸受轉(zhuǎn)矩作用產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，載荷沿齒寬分布不均勻?？拷ぞ剌斎攵说囊粋?cè)，輪齒上載荷最大；3)齒寬系數(shù)ψd↑→Kβ↑4)減小Kβ的方法：提高齒輪制造和安裝精度，提高軸系支承剛度，合理選擇齒寬，齒輪布置遠(yuǎn)離輸入端，盡量避免懸臂布置，將輪齒制成鼓形第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)三、齒輪傳動(dòng)的受力分析1.直齒輪受力分析：1)受力大?。悍ㄏ蛄n、圓周力Ft、徑向力Fr2)受力方向：①圓周力：主反從同②徑向力：指向輪心3)受力關(guān)系：Ft1=-Ft2，F(xiàn)r1=-Fr2第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.斜齒輪受力分析：1)受力大小：法向力Fn、圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fa2)受力方向：①圓周力：主反從同②徑向力：指向輪心③軸向力：主動(dòng)輪左右手定則3)受力關(guān)系：Ft1=-Ft2，F(xiàn)r1=-Fr2，F(xiàn)a1=-Fa24)軸向力的大小與斜齒輪螺旋角的關(guān)系：Fa=Fttanβ第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.錐齒輪受力分析：1)受力大小：法向力Fn、圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fa2)受力方向：①圓周力：主反從同②徑向力：指向輪心③軸向力：小端指向大端3)受力關(guān)系：Ft1=-Ft2，F(xiàn)r1=-Fa2，F(xiàn)a1=-Fr2第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)四、直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算1.齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算①σH1=σH2，[σH]1≠[σH]2②首要影響因素：d1或a③其它影響因素：z、b2.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算①σF1≠σF2，[σF]1≠[σF]2②首要影響因素：m③其它影響因素：z、b④YFa、YSa與模數(shù)無(wú)關(guān)，取決于齒數(shù)，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)比較兩齒輪的YFaYSa/[σH]3.在設(shè)計(jì)時(shí)，因v不能確定，故應(yīng)先試選載荷系數(shù)Kt，代入設(shè)計(jì)公式求得d1(或m)和v，再查取Kv確定K，判斷是否需要修正第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)五、斜齒圓柱齒輪和直齒圓錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算1.斜齒圓柱齒輪強(qiáng)度計(jì)算1)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算①曲率半徑應(yīng)按法面計(jì)算，接觸線長(zhǎng)度是變化的，故以直齒輪計(jì)算公式為基礎(chǔ)進(jìn)行修正②節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH由螺旋角β確定2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算①按法面當(dāng)量直齒輪計(jì)算，并考慮端面重合度εα和β的影響，以法面模數(shù)mn代替m②YFa、YSa應(yīng)按當(dāng)量齒數(shù)zv查?、坌饼X輪當(dāng)量齒數(shù)：zv=z/cos3β第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.直齒圓錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算1)錐齒輪以大端模數(shù)和大端壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值2)按齒寬中點(diǎn)的當(dāng)量直齒輪計(jì)算強(qiáng)度，幾何尺寸應(yīng)轉(zhuǎn)換為大端參數(shù)3)載荷系數(shù)的選?。篕A確定方法不變；Kv按低一級(jí)精度和齒寬中點(diǎn)分度圓圓周速度查?。籏α=1；Kβ按齒輪布置形式取值4)齒寬系數(shù)：ψR(shí)=b/R，取值范圍0.25~0.35，常取ψR(shí)=1/35)錐齒輪當(dāng)量齒數(shù)：zv=z/cosδ第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)六、齒輪材料和許用應(yīng)力1.齒輪材料①鋼：應(yīng)用最廣泛的齒輪材料②鑄鐵：低速、無(wú)沖擊、大尺寸、開(kāi)式齒輪③非金屬材料：高速、輕載、要求噪音低、精度要求不高2.齒輪的熱處理①正火和調(diào)質(zhì)：獲得軟齒面齒輪(齒面硬度≤350HBS)②整體淬火和表面熱處理：獲得硬齒面齒輪(齒面硬度＞350HBS)3.齒輪的許用應(yīng)力①硬度↑→[σH]、[σF]↑②SF≥SH（為什么？）第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)七、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)方法1.設(shè)計(jì)任務(wù)①已知條件：工作條件和要求、輸入軸的轉(zhuǎn)速和功率、齒數(shù)比、原動(dòng)件和工作機(jī)的工作特性、齒輪工況、工作壽命、外形尺寸要求②設(shè)計(jì)內(nèi)容：齒輪材料和熱處理方式、主要參數(shù)(z、m、b、α、β、R、δ等)、幾何尺寸(d、da、df)、結(jié)構(gòu)形式及尺寸、精度等級(jí)及檢驗(yàn)公差等第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)過(guò)程和方法1)齒輪材料、熱處理方式：輪心具有足夠的強(qiáng)度和韌度，以抵抗輪齒折斷和沖擊載荷；齒面具有較高的硬度和耐磨性，以抵抗齒面點(diǎn)蝕、膠合、磨損和塑性變形2)齒輪精度等級(jí)：根據(jù)齒輪傳動(dòng)的用途、工作條件、傳遞功率和圓周速度大小及其它技術(shù)要求選擇3)主要參數(shù)①齒數(shù)z與模數(shù)m：閉式軟齒面以保證接觸強(qiáng)度為主，在滿足彎曲強(qiáng)度的情況下z1應(yīng)取多些；閉式硬齒面和開(kāi)式齒輪以保證彎曲強(qiáng)度為主，應(yīng)取較少齒數(shù)和較大模數(shù)②齒寬系數(shù)和齒寬：b1=b2+(5~10)mm，b1=ψdd③螺旋角β：8°~20°第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)八、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.齒輪的結(jié)構(gòu)1)齒輪軸：齒輪直徑較小，若與軸分開(kāi)制造會(huì)導(dǎo)致輪緣斷裂2)實(shí)心式齒輪3)腹板式齒輪4)輪輻式齒輪2.齒輪傳動(dòng)的潤(rùn)滑：由齒輪分度圓圓周速度決定v≤12m/s：油池潤(rùn)滑v＞12m/s：壓力噴油潤(rùn)滑第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例1]問(wèn)答題：[1]一對(duì)標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知：z1＝20，z2＝40，小輪材料為40Cr，大輪材料為45鋼，齒形系數(shù)YFa1=2.8，YFa2=2.4，應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.55，YSa2=1.67，許用應(yīng)力[σH]1=600MPa，[σH]2=500MPa，[σF]1=179MPa，[σF]2=144MPa。問(wèn)：1）哪個(gè)齒輪的接觸強(qiáng)度弱？2）哪個(gè)齒輪的彎曲強(qiáng)度弱？為什么？[解答]

(1)大齒輪的接觸強(qiáng)度弱。因?yàn)橄嗷Ш系囊粚?duì)齒輪，其接觸應(yīng)力相等，而大輪的許用應(yīng)力小。

(2)大齒輪的彎曲強(qiáng)度弱。彎曲強(qiáng)度的大小主要取決于比值：YFaYSa/[σF]

第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例1]問(wèn)答題：[2]輪系中五個(gè)齒輪的材料、參數(shù)皆相同，1輪主動(dòng)，問(wèn)哪個(gè)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度最差？哪個(gè)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度最差？(設(shè)1輪傳遞給2、2’兩輪的功率相同。)[解答]

(1)1輪同側(cè)齒面每轉(zhuǎn)一圈受兩次力，疲勞次數(shù)多一倍，故接觸疲勞強(qiáng)度最差。(2)2輪與2’輪每轉(zhuǎn)一圈齒輪兩側(cè)各受一次力，雙向受載的齒輪，其彎曲疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)力值為脈動(dòng)循環(huán)時(shí)應(yīng)力的70％，故彎曲疲勞強(qiáng)度最差。

第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例2]分析題：[1]圖示傳動(dòng)系統(tǒng)中，1、2為錐齒輪，3、4為斜齒輪，5為蝸桿，6為蝸輪，小錐齒輪為主動(dòng)輪，轉(zhuǎn)向如圖所示，試從各軸受軸向力較小要求出發(fā)，在圖上畫出各輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向、螺旋線方向及軸向力方向。左旋第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例2]分析題：[2]圖示為兩級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，輪1主動(dòng)，輪4螺旋線方向?yàn)橛倚?，III軸轉(zhuǎn)向如圖所示，求：1)I、II軸的轉(zhuǎn)向。2)使II軸軸承所受軸向力最小時(shí)，各齒輪的螺旋線方向。3)齒輪2、3所受各分力的方向。第6章齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)一、概述1.蝸桿傳動(dòng)的作用與特點(diǎn)蝸桿傳動(dòng)是在空間交錯(cuò)兩軸間傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的一種傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，兩軸線交錯(cuò)的夾角可為任意值，常用的為90°。優(yōu)點(diǎn)：結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)比大、傳動(dòng)平穩(wěn)，在一定條件下具有可靠的自鎖性。缺點(diǎn)：傳動(dòng)效率低，摩擦發(fā)熱大，需耗用有色金屬，成本高，不宜于長(zhǎng)期連續(xù)工作第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.蝸桿傳動(dòng)的分類按蝸桿形狀不同，蝸桿傳動(dòng)可分為圓柱蝸桿傳動(dòng)、環(huán)面蝸桿傳動(dòng)和錐蝸桿傳動(dòng)。本章主要討論圓柱蝸桿傳動(dòng)。圓柱蝸桿傳動(dòng)包括普通圓柱蝸桿傳動(dòng)和圓弧圓柱蝸桿傳動(dòng)。根據(jù)蝸桿齒廓形狀，普通圓柱蝸桿傳動(dòng)可分為阿基米德蝸桿(ZA蝸桿)、漸開(kāi)線蝸桿(ZI蝸桿)、法向直廓蝸桿(ZN蝸桿)和錐面包絡(luò)蝸桿(ZK蝸桿)。第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)二、圓柱蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)和幾何尺寸1.普通圓柱蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)及其選擇(1)中間平面：通過(guò)蝸桿軸線并垂直于蝸輪軸線的平面。在中間平面上，普通圓柱蝸桿傳動(dòng)相當(dāng)于齒條與齒輪的嚙合傳動(dòng)。(2)模數(shù)m和壓力角α：ma1=mt2，αa1=αt2ZA蝸桿αa為標(biāo)準(zhǔn)值，其它三種的αn為標(biāo)準(zhǔn)值。(3)蝸桿分度圓直徑：d1=mq，q——直徑系數(shù)(4)蝸桿頭數(shù)z1：z1=1、2、4、6(5)蝸桿分度圓柱導(dǎo)程角γ：tanγ=z1/qγ↑→η↑→增大z1，減小q→蝸桿剛度↓(6)蝸輪齒數(shù)z2：z2↑→b↑→蝸桿剛度↓(7)中心距與傳動(dòng)比：a=(d1+d2)/2=m(q+z2)/2≠m(z1+z2)/2i=n1/n2=ω2/ω1=z2/z1≠d2/d1第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.蝸桿傳動(dòng)的變位(1)變位的目的：配湊中心距或提高蝸桿傳動(dòng)的承載能力及傳動(dòng)效率(2)變位原理：變位后，蝸輪的分度圓與節(jié)圓仍舊重合，只是蝸桿在中間平面上的節(jié)線有所改變，不再與其分度線重合(3)變位方式①湊中心距：變位前后，蝸輪的齒數(shù)不變，蝸桿傳動(dòng)的中心距改變：a’=a+x2m=(d1+d2+2x2m)/2②湊傳動(dòng)比：變位前后，蝸桿傳動(dòng)的中心距不變，蝸輪的齒數(shù)改變：z2’=z2-2x2第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)三、蝸桿傳動(dòng)的失效形式和材料選擇1.蝸桿傳動(dòng)的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則1)蝸桿傳動(dòng)的失效形式：點(diǎn)蝕、齒根折斷、齒面膠合、過(guò)度磨損，經(jīng)常發(fā)生在蝸輪輪齒上，主要是膠合、點(diǎn)蝕、磨損2)蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則①開(kāi)式傳動(dòng)：主要失效形式為齒面磨損和輪齒折斷，應(yīng)以保證齒根彎曲強(qiáng)度作為設(shè)計(jì)準(zhǔn)則②閉式傳動(dòng)：主要失效形式為齒面膠合或點(diǎn)蝕，通常是按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核，另外還應(yīng)進(jìn)行熱平衡計(jì)算，以防止齒面膠合第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.常用材料1)要求：有良好的減摩、耐磨性能和抗膠合性能，并滿足強(qiáng)度要求2)蝸桿材料：碳鋼或合金鋼3)蝸輪材料：青銅、鋁合金、鑄鐵第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)四、圓柱蝸桿傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算1.蝸桿傳動(dòng)的受力分析1)受力大?。悍ㄏ蛄n、圓周力Ft、軸向力Fa、徑向力Fr2)受力方向：與斜齒輪類似3)受力關(guān)系：Fr1=-Fr2，F(xiàn)a1=-Ft2，F(xiàn)t1=-Fa2第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)2.蝸桿傳動(dòng)計(jì)算1)蝸輪齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算①載荷系數(shù)：K=KAKβKv②首要影響因素：中心距a③[σH]與應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N直接相關(guān)2)蝸輪齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算①首要影響因素：m2d1②[σF]與應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N直接相關(guān)3)蝸桿的剛度計(jì)算：把蝸桿螺旋部分看作是以蝸桿齒根圓直徑為直徑的軸段，校核其彎曲剛度，限制其最大撓度不超過(guò)許用值第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)五、蝸桿傳動(dòng)的效率、潤(rùn)滑及熱平衡計(jì)算1.蝸桿傳動(dòng)的效率1)蝸桿傳動(dòng)的損耗：嚙合摩擦損耗、軸承摩擦損耗、攪油損耗2)蝸桿傳動(dòng)的總效率：η=(0.95~0.96)tanγ/tan(γ+φv)3)φv與滑動(dòng)速度vs有關(guān)2.蝸桿傳動(dòng)的潤(rùn)滑1)潤(rùn)滑方式：油池潤(rùn)滑(蝸桿側(cè)置式、蝸桿下置式、蝸桿上置式)、噴油潤(rùn)滑2)潤(rùn)滑油量：蝸桿下置式或側(cè)置式，浸油深度為蝸桿一個(gè)齒高；蝸桿上置式浸油深度約為蝸輪外徑的1/3第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算1)熱平衡計(jì)算的目的：效率低，發(fā)熱量大，無(wú)法及時(shí)散逸，油溫升高稀釋潤(rùn)滑油，增大摩擦損失，甚至發(fā)生膠合2)計(jì)算方式：工作溫度t0=60~70℃，最高不超過(guò)80℃；或散熱面積足夠3)提高散熱能力的措施：加散熱片、加裝風(fēng)扇第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)六、圓柱蝸桿和蝸輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.蝸桿的結(jié)構(gòu)形式蝸桿螺旋部分直徑不大，常和軸做成一體，稱為蝸桿軸，結(jié)構(gòu)形式有無(wú)退刀槽結(jié)構(gòu)(只能采用銑削加工)和有退刀槽結(jié)構(gòu)(可用銑削，也可用車削)2.蝸輪的結(jié)構(gòu)形式1)齒圈式：由青銅齒圈和鑄鐵輪芯組成，采用過(guò)盈配合連接，并加裝4~6個(gè)騎縫緊定螺釘。多用于尺寸不太大或工作溫度變化較小的地方，以免熱脹冷縮影響配合質(zhì)量。2)螺栓連接式：齒圈與輪轂可用普通螺栓或鉸制孔螺栓連接。裝拆比較方便，多用于尺寸較大或容易磨損的蝸輪。3)整體澆鑄式：主要用于鑄鐵蝸輪或尺寸很小的青銅蝸輪。4)拼鑄式：在鑄鐵輪芯上加鑄青銅齒圈，然后切齒。用于成批制造的蝸輪。第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)七、各種傳動(dòng)形式的特點(diǎn)與應(yīng)用1.帶傳動(dòng)：傳動(dòng)平穩(wěn)，能吸收振動(dòng)，起過(guò)載保護(hù)作用。帶承載能力低，帶速較低時(shí)結(jié)構(gòu)尺寸較大。布置在高速級(jí)。2.鏈傳動(dòng)：有多邊形效應(yīng)，布置在低速級(jí)。3.閉式圓柱齒輪傳動(dòng)：承載能力大，效率高，允許速度高，尺寸緊湊，壽命長(zhǎng)，應(yīng)優(yōu)先考慮。布置在中間級(jí)。若同時(shí)有斜齒輪和直齒輪時(shí)，由于斜齒輪的承載能力和平穩(wěn)性比直齒輪好，應(yīng)將斜齒輪置于高速級(jí)，直齒輪置于低速級(jí)。4.錐齒輪傳動(dòng)：尺寸大時(shí)加工困難，應(yīng)布置在高速級(jí)，并限制其傳動(dòng)比，以控制其結(jié)構(gòu)尺寸。5.蝸桿傳動(dòng)：傳動(dòng)比大，結(jié)構(gòu)緊湊，工作平穩(wěn)。效率低，蝸輪尺寸大，成本高(需要青銅等貴金屬制造)。布置在高速級(jí)。6.開(kāi)式齒輪傳動(dòng)：磨損快，壽命短，應(yīng)布置在低速級(jí)。第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例1]問(wèn)答題：[1]在閉式蝸桿傳動(dòng)中，為什么必須進(jìn)行熱平衡計(jì)算？提高散熱能力的措施有哪些？[解答]

由于蝸桿傳動(dòng)的效率低于齒輪傳動(dòng)，故在閉式傳動(dòng)中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時(shí)散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦損失，甚至發(fā)生膠合。故必須根據(jù)單位時(shí)間內(nèi)的發(fā)熱量等于(或小于)同時(shí)間內(nèi)的散熱量條件進(jìn)行熱平衡計(jì)算，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定范圍內(nèi)，這是蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則之一。提高散熱能力的措施有：1)加散熱片以增大散熱面積；2)在蝸桿軸端裝風(fēng)扇以加快空氣流通速度；3)箱體內(nèi)加冷卻系統(tǒng)。第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例1]問(wèn)答題：[2]為什么斜齒圓柱齒輪的法向模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值，而蝸桿傳動(dòng)取中間平面的模數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值？[解答]

都是為了加工工藝性的要求。斜齒圓柱齒輪加工用的是與直齒圓柱齒輪相同的刀具，其法向尺寸與直齒圓柱齒輪相同，故取為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。蝸桿傳動(dòng)蝸輪的中間平面模數(shù)與蝸桿的軸向斷面模數(shù)(相當(dāng)于螺距/p)相等，在車床上加工蝸桿時(shí)，蝸桿齒距宜標(biāo)準(zhǔn)化，因此將此模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)，即蝸輪中間平面模數(shù)標(biāo)準(zhǔn)化。第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例2]分析題：[1]圖示為開(kāi)式蝸桿-斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知蝸桿主動(dòng)，螺旋線方向?yàn)橛倚?，轉(zhuǎn)向如圖示，試畫出：1)軸II、III的轉(zhuǎn)向。2)使軸II上兩輪的軸向力抵消一部分時(shí)齒輪3、4的螺旋線方向。3)蝸輪2和齒輪3的受力圖(用分力表示)。第7章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)[例2]分析題：[2]圖示為二級(jí)蝸桿傳動(dòng)，已知軸I為輸入軸，蝸桿1為右旋，輸出軸III轉(zhuǎn)向如圖示，試畫出：1)各蝸桿和蝸輪齒的旋向(使軸II的軸承所受軸向力最小)。2)軸I、II的轉(zhuǎn)向。3)蝸輪2、蝸桿3的受力方向(用分力表示)。右旋第8章軸的設(shè)計(jì)一、概述1.軸的功用和類型1)軸的功用：支承作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的零件，傳遞運(yùn)動(dòng)和扭矩2)軸的類型：①根據(jù)承載情況分類：心軸、傳動(dòng)軸、轉(zhuǎn)軸②根據(jù)軸的外形：直軸(光軸、階梯軸)、曲軸、鋼絲撓性軸2.軸設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足的要求1)軸的失效形式：斷裂、磨損、振動(dòng)和變形2)設(shè)計(jì)要求：具有足夠的強(qiáng)度和剛度、良好的振動(dòng)穩(wěn)定性和合理的結(jié)構(gòu)3)設(shè)計(jì)特點(diǎn)：不能首先通過(guò)精確計(jì)算確定軸的截面尺寸，而應(yīng)先按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度或經(jīng)驗(yàn)公式估算軸的最小直徑，然后進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，最后進(jìn)行軸的工作能力驗(yàn)算第8章軸的設(shè)計(jì)3.軸的材料1)軸的常用材料有碳素鋼和合金鋼。2)碳素鋼比合金鋼價(jià)格低廉，對(duì)應(yīng)力集中敏感性小，故應(yīng)用最廣，用得最多的是45鋼。為保證力學(xué)性能，軸應(yīng)進(jìn)行正火或調(diào)質(zhì)處理。不重要的軸可以用Q235、Q275等普通碳素鋼。3)合金鋼的力學(xué)性能比碳素鋼好，但對(duì)應(yīng)力集中比較敏感，且價(jià)格較貴，多用于對(duì)強(qiáng)度和耐磨性要求較高的場(chǎng)合。4)鋼的種類和熱處理對(duì)其材料的彈性模量影響很小，故當(dāng)其它條件相同時(shí)，用合金鋼或通過(guò)熱處理來(lái)提高軸的剛度并無(wú)實(shí)效。5)軸的材料也可以采用球墨鑄鐵及高強(qiáng)度鑄鐵，它們具有優(yōu)良的工藝性，不需要鍛壓設(shè)備，吸振性好，對(duì)應(yīng)力集中敏感性低，適宜于制造形狀復(fù)雜的軸，但難以控制鑄件質(zhì)量。6)軸的毛坯有圓鋼、鍛鋼和鑄鋼。第8章軸的設(shè)計(jì)二、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)概述：1)軸的結(jié)構(gòu)：軸頸、軸頭、軸身2)設(shè)計(jì)目的：確定軸的合理外形和全部結(jié)構(gòu)尺寸3)設(shè)計(jì)要求：①軸應(yīng)便于加工，軸上零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整；②軸和軸上零件要有準(zhǔn)確的工作位置；③各零件要牢固而可靠地相對(duì)固定；④改善受力狀況，減小應(yīng)力集中。第8章軸的設(shè)計(jì)2.擬定軸上零件的裝配方案：考慮合理安排動(dòng)力傳遞路線并預(yù)定軸上主要零件的裝配方向、順序和相互關(guān)系3.軸上零件的定位和固定1)軸向定位和固定：軸肩與軸環(huán)、套筒、軸端擋圈、圓螺母、彈性擋圈、緊定螺釘2)周向固定：鍵、花鍵、銷、緊定螺釘、過(guò)盈配合、圓錐面4.各軸段直徑和長(zhǎng)度的確定1)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初估最小直徑2)按經(jīng)驗(yàn)公式估算最小直徑3)直徑的推算：以最小直徑為基礎(chǔ)，逐步向中間推算4)長(zhǎng)度的推算：以中間的回轉(zhuǎn)零件輪轂寬度為基礎(chǔ)，逐步向兩端推算第8章軸的設(shè)計(jì)5.軸的結(jié)構(gòu)工藝性①軸應(yīng)設(shè)計(jì)成階梯狀，以便軸上零件的裝拆；②倒角、砂輪越程槽、螺紋退刀槽等結(jié)構(gòu)；③不同軸段的鍵槽應(yīng)布置在同一條母線的方向。6.提高軸的強(qiáng)度與剛度①改善軸的受力情況②減小應(yīng)力集中，改進(jìn)表面質(zhì)量，提高軸的疲勞強(qiáng)度③減小跨度，提高剛度第8章軸的設(shè)計(jì)三、軸的強(qiáng)度計(jì)算1.按彎矩、扭矩合成強(qiáng)度條件計(jì)算1)建立力學(xué)模型，求出支反力，畫出作用在各截面上的彎矩、扭矩圖；2)按第四強(qiáng)度理論計(jì)算當(dāng)量彎矩，畫出當(dāng)量彎矩圖；3)對(duì)相關(guān)截面進(jìn)行強(qiáng)度校核或尺寸設(shè)計(jì)4)如果相關(guān)截面尺寸設(shè)計(jì)的直徑小于結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)直徑，則以結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)直徑為準(zhǔn)；如果大于結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)直徑，則應(yīng)修改結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案，并重新進(jìn)行校核，直到滿足要求為止2.危險(xiǎn)截面安全系數(shù)校核1)危險(xiǎn)截面：彎矩大、有應(yīng)力集中、截面直徑相對(duì)較小2)彎曲應(yīng)力一般按對(duì)稱循環(huán)變化，扭剪應(yīng)力一般按脈動(dòng)循環(huán)變化第8章軸的設(shè)計(jì)[例1]問(wèn)答題：[1]有一碳鋼（調(diào)質(zhì)處理）的階梯軸，因彎曲疲勞而斷裂。如改用材料強(qiáng)度σB、σS、σ-1比碳鋼高的合金鋼材料，按同樣圖紙生產(chǎn)一根新軸，軸的強(qiáng)度是否一定能得到提高？對(duì)這一設(shè)計(jì)應(yīng)注意什么問(wèn)題？[解答]

改用合金鋼不一定能解決問(wèn)題。因?yàn)楹辖痄摰钠趶?qiáng)度雖高，但對(duì)應(yīng)力集中更敏感，實(shí)際的綜合應(yīng)力集中系數(shù)也將增大，因而可能更容易疲勞破壞。應(yīng)首先采取措施減小應(yīng)力集中，當(dāng)然改用合金鋼也是可以考慮的方案。第8章軸的設(shè)計(jì)[例1]問(wèn)答題：[2]在承受相同載荷時(shí)空心軸比實(shí)心軸輕。說(shuō)明當(dāng)二軸重量相同時(shí)，空心軸的強(qiáng)度、剛性較好。但是為什么在機(jī)械中大量使用的還是實(shí)心軸？請(qǐng)分析其原因。請(qǐng)舉出使用空心軸的實(shí)例，并說(shuō)明其采用空心軸的原因。[解答]

雖然空心軸與實(shí)心軸相比在強(qiáng)度、