《機(jī)械設(shè)計總復(fù)習(xí)》PPT課件

機(jī)械設(shè)計總復(fù)習(xí),三基：基本知識、基本理論、基本技能,三線：力學(xué)線、工藝線、經(jīng)濟(jì)線,第一篇總論,第二節(jié),第一章緒論,通用零件包括：齒輪、鏈傳動、帶傳動、蝸桿傳動、螺旋傳動；軸、聯(lián)軸器、離合器；滾動軸承、滑動軸承；螺栓、鍵、花鍵、銷；鉚、焊、膠結(jié)構(gòu)件；彈簧、機(jī)架、箱體等。,通用零件是本課程的主要學(xué)習(xí)對象，而專用零件的設(shè)計方法應(yīng)在有關(guān)專業(yè)課中學(xué)習(xí)。,第三節(jié),本課程的內(nèi)容、性質(zhì)與任務(wù),本課程的主要內(nèi)容是：學(xué)習(xí)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計的基礎(chǔ)知識；學(xué)習(xí)一般尺寸和參數(shù)的通用零件設(shè)計方法。,機(jī)械設(shè)計結(jié)果的表現(xiàn)形式為：機(jī)械工程圖、說明書和計算機(jī)程序。,機(jī)器的組成1,第二章機(jī)械設(shè)計總論機(jī)器的組成,一臺完整的機(jī)器的組成大致可包括：,原動機(jī)部分,機(jī)械零件的主要失效形式1,機(jī)械零件的主要失效形式,（一）整體斷裂,整體斷裂是指零件在載荷作用下，其危險截面的應(yīng)力超過零件的強(qiáng)度極限而導(dǎo)致的斷裂，或在變應(yīng)力作用下，危險截面發(fā)生的疲勞斷裂。,（二）過大的殘余變形,當(dāng)作用于零件上的應(yīng)力超過了材料的屈服極限，零件將產(chǎn)生殘余變形。,機(jī)械零件的主要失效形式2,（三）零件的表面破壞,零件的表面破壞主要是腐蝕、磨損和接觸疲勞（點蝕）。,（四）破壞正常工作條件引起的失效,液體摩擦的滑動軸承，只有在存在完整的潤滑油膜時才能正常工作。帶傳動只有在傳遞的有效圓周力小于臨界摩擦力時才能正常工作。,設(shè)計機(jī)械零件時應(yīng)滿足的基本要求,設(shè)計機(jī)械零件時應(yīng)滿足的基本要求,避免在預(yù)定壽命期內(nèi)失效的要求,結(jié)構(gòu)工藝性要求,經(jīng)濟(jì)性要求,質(zhì)量小的要求,可靠性要求,應(yīng)保證零件有足夠的強(qiáng)度、剛度、壽命。,設(shè)計的結(jié)構(gòu)應(yīng)便于加工和裝配。,零件應(yīng)有合理的生產(chǎn)加工和使用維護(hù)的成本。,質(zhì)量小則可節(jié)約材料，質(zhì)量小則靈活、輕便。,應(yīng)降低零件發(fā)生故障的可能性（概率）。,機(jī)械零件的計算準(zhǔn)則1,機(jī)械零件的設(shè)計準(zhǔn)則,強(qiáng)度準(zhǔn)則,剛度準(zhǔn)則,壽命準(zhǔn)則,振動穩(wěn)定性準(zhǔn)則,可靠性準(zhǔn)則,：確保零件不發(fā)生斷裂破壞或過大的塑性變形，是最基本的設(shè)計準(zhǔn)則。,：確保零件不發(fā)生過大的彈性變形。,：通常與零件的疲勞、磨損、腐蝕相關(guān)。,機(jī)械零件的設(shè)計方法,機(jī)械零件的設(shè)計方法,理論設(shè)計,經(jīng)驗設(shè)計,模型實驗設(shè)計,機(jī)械零件的設(shè)計方法通常分為常規(guī)設(shè)計方法和現(xiàn)代設(shè)計方法兩大類。,常規(guī)設(shè)計方法：,機(jī)械零件設(shè)計中的標(biāo)準(zhǔn)化1,機(jī)械零件設(shè)計中的標(biāo)準(zhǔn)化,標(biāo)準(zhǔn)化的益處：,與設(shè)計有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn):,國際標(biāo)準(zhǔn)國家標(biāo)準(zhǔn)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)等如：ISOGBJB、HBQB,標(biāo)準(zhǔn)化有利于保證產(chǎn)品質(zhì)量，減輕設(shè)計工作量，便于零部件的互換和組織專業(yè)化的大生產(chǎn)，以降低生產(chǎn)成本。,標(biāo)準(zhǔn)化就是要通過對零件的尺寸、結(jié)構(gòu)要素、材料性能、設(shè)計方法、制圖要求等，制定出大家共同遵守的標(biāo)準(zhǔn)。,材料疲勞的兩種類別,第三章零件的強(qiáng)度材料的疲勞特性,一、交變應(yīng)力的描述,描述規(guī)律性的交變應(yīng)力可有5個參數(shù)，但其中只有兩個參數(shù)是獨立的。,疲勞曲線,材料的疲勞特性,機(jī)械零件的疲勞大多發(fā)生在sN曲線的CD段，可用下式描述：,D點以后的疲勞曲線呈一水平線，代表無限壽命區(qū)其方程為：,由于ND很大，所以在作疲勞試驗時，常規(guī)定一個循環(huán)次數(shù)N0(稱為循環(huán)基數(shù))，用N0及其相對應(yīng)的疲勞極限r(nóng)來近似代表ND和r，于是有：,有限壽命區(qū)間內(nèi)循環(huán)次數(shù)N與疲勞極限srN的關(guān)系為：,式中，sr、N0及m的值由材料試驗確定。,二、sN疲勞曲線,sN疲勞曲線,極限應(yīng)力線圖,材料的疲勞特性,三、等壽命疲勞曲線（極限應(yīng)力線圖）,機(jī)械零件材料的疲勞特性除用sN曲線表示外，還可用等壽命曲線來描述。該曲線表達(dá)了不同應(yīng)力比時疲勞極限的性。,在工程應(yīng)用中，常將等壽命曲線用直線來近似替代。,用AC折線表示零件材料的極限應(yīng)力線圖是其中一種近似方法。,A直線的方程為：,C直線的方程為：,y為試件受循環(huán)彎曲應(yīng)力時的材料常數(shù)，其值由試驗及下式?jīng)Q定：,對于碳鋼，y0.10.2，對于合金鋼，y0.20.3。,機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度計算1,機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度計算,一、零件的極限應(yīng)力線圖,由于零件幾何形狀的變化、尺寸大小、加工質(zhì)量及強(qiáng)化因素等的影響，使得零件的疲勞極限要小于材料試件的疲勞極限。,以彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)表示材料對稱循環(huán)彎曲疲勞極限-1與零件對稱循環(huán)彎曲疲勞極限-1e的比值，即,將零件材料的極限應(yīng)力線圖中的直線ADG按比例向下移，成為右圖所示的直線ADG，而極限應(yīng)力曲線的CG部分，由于是按照靜應(yīng)力的要求來考慮的，故不須進(jìn)行修正。這樣就得到了零件的極限應(yīng)力線圖。,機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度計算2,機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度計算,二、單向穩(wěn)定變應(yīng)力時的疲勞強(qiáng)度計算,進(jìn)行零件疲勞強(qiáng)度計算時，首先根據(jù)零件危險截面上的max及min確定平均應(yīng)力m與應(yīng)力幅a，然后，在極限應(yīng)力線圖的坐標(biāo)中標(biāo)示出相應(yīng)工作應(yīng)力點M或N。,機(jī)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)m=C最小應(yīng)力為常數(shù)min=C,相應(yīng)的疲勞極限應(yīng)力應(yīng)是極限應(yīng)力曲線上的某一個點所代表的應(yīng)力。,計算安全系數(shù)及疲勞強(qiáng)度條件為：,摩擦2,第四章摩擦,一、種滑動摩擦狀態(tài),.干摩擦是指表面間無任何潤滑劑或保護(hù)膜的純金屬接觸時的摩擦。,.邊界摩擦是指摩擦表面被吸附在表面的邊界膜開，其摩擦性質(zhì)取決于邊界膜和表面的吸附性能時的摩擦。,摩擦3,摩擦,混合摩擦是指摩擦表面間處于邊界摩擦和流體摩擦的混合狀態(tài)?；旌夏Σ聊苡行Ы档湍Σ磷枇Γ淠Σ料禂?shù)比邊界摩擦?xí)r要小得多。,流體摩擦是指摩擦表面被流體膜隔開，摩擦性質(zhì)取決于流體內(nèi)部分子間粘性阻力的摩擦。流體摩擦?xí)r的摩擦系數(shù)最小，且不會有磨損產(chǎn)生，是理想的摩擦態(tài)。,邊界摩擦和混合摩擦在工程實際中很難區(qū)分，常統(tǒng)稱為不完全液體摩擦。,磨損1,在設(shè)計或使用機(jī)器時，應(yīng)該力求縮短磨合期，延長穩(wěn)定磨損期，推遲劇烈磨損的到來。,一個零件的磨損過程大致可分為三個階段，即：磨合階段新的零件在開始使用時一般處于這一階段，磨損率較高。穩(wěn)定磨損階段屬于零件正常工作階段，磨損率穩(wěn)定且較低。劇烈磨損階段屬于零件即將報廢的階段，磨損率急劇升高。,摩擦2,磨損,磨損2,磨粒磨損也簡稱磨損，是外部進(jìn)入摩擦表面的游離硬顆?；蛴驳妮喞寮馑鸬哪p。,粘附磨損也稱膠合，當(dāng)摩擦表面的輪廓峰在相互作用的各點處由于瞬時的溫升和壓力發(fā)生“冷焊”后，在相對運動時，材料從一個表面遷移到另一個表面，便形成粘附磨損。,疲勞磨損也稱點蝕，是由于摩擦表面材料微體積在交變的摩擦力作用下，反復(fù)變形所產(chǎn)生的材料疲勞所引起的磨損。,磨損類型,腐蝕磨損當(dāng)摩擦表面材料在環(huán)境的化學(xué)或電化學(xué)作用下引起腐蝕，在摩擦副相對運動時所產(chǎn)生的磨損即為腐蝕磨損。,潤滑劑、添加劑和潤滑方法,潤滑油,潤滑脂,固體潤滑劑,粘度的種類有：動力粘度、運動粘度、條件粘度等。,潤滑脂的主要質(zhì)量指標(biāo)是：錐入度，反映其稠度大小。,粘度是潤滑油的主要質(zhì)量指標(biāo)；,潤滑劑,工程中常用運動粘度，單位是：St(斯)或cSt(厘斯)，,：動植物油、礦物油、合成油。,：潤滑油+稠化劑,：石墨、二硫化鉬、聚四氟乙烯等。,螺紋的類型與特點2,一、普通螺紋的主要參數(shù),大徑d即螺紋的公稱直徑。小徑d1常用于聯(lián)接的強(qiáng)度計算。中徑d2常用于聯(lián)接的幾何計算。螺距P螺紋相鄰兩個牙型上對應(yīng)點間的軸向距離。牙型角a螺紋軸向截面內(nèi)，螺紋牙型兩側(cè)邊的夾角。升角y螺旋線的切線與垂直于螺紋軸線的平面間的夾角。線數(shù)n螺紋的螺旋線數(shù)目。導(dǎo)程S螺紋上任一點沿同一條螺旋線轉(zhuǎn)一周所移動的軸向距離，S=nP。,升角y的計算式為：,第二篇聯(lián)接第五章螺紋聯(lián)接,聯(lián)接類型與標(biāo)準(zhǔn)件1,二、螺紋聯(lián)接的基本類型,利用控制擰緊力矩的方法來控制預(yù)緊力的大小。通?？刹捎脺y力矩扳手或定力矩扳手，對于重要的螺栓聯(lián)接，也可以采用測定螺栓伸長的方法來控制預(yù)緊力。,紋聯(lián)接的預(yù)緊,三、螺紋聯(lián)接的預(yù)緊,大多數(shù)螺紋聯(lián)接在裝配時都需要擰緊，使之在承受工作載荷之前，預(yù)先受到力的作用，這個預(yù)加作用力稱為預(yù)緊力。,增強(qiáng)聯(lián)接的可靠性和緊密性，以防止受載后被聯(lián)接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對移動。,注意：對于重要的聯(lián)接，應(yīng)盡可能不采用直徑過小(M12)的螺栓。,預(yù)緊力：,預(yù)緊的目的：,預(yù)緊力的控制：,預(yù)緊力和預(yù)緊力矩之間的關(guān)系：,螺紋聯(lián)接的防松,四、螺紋聯(lián)接的防松,防松的根本問題在于防止螺旋副相對轉(zhuǎn)動。按工作原理的不同，防松方法分為摩擦防松、機(jī)械防松及其他的防松方法。,螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計算1,五、螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計算,螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計算的目的是根據(jù)強(qiáng)度條件確定螺栓直徑，而螺栓和螺母的螺紋牙及其他各部分尺寸均按標(biāo)準(zhǔn)選定。,1、松螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計算,聯(lián)接的失效形式：對于受拉螺栓，其失效形式主要是螺紋部分的塑性變形和螺桿的疲勞斷裂。對于受剪螺栓，其失效形式可能是螺栓桿被剪斷或螺栓桿和孔壁的貼合面被壓潰。,螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計算2,2僅受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接,強(qiáng)度條件：,根據(jù)第四強(qiáng)度理論，螺栓在預(yù)緊狀態(tài)下的計算應(yīng)力:,螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計算3,3受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接,螺栓預(yù)緊力F0后，在工作拉力F的作用下，螺栓的總拉力,這時螺栓的總拉力為：,靜強(qiáng)度條件：,式中F1為殘余預(yù)緊力，為保證聯(lián)接的緊密性，應(yīng)使F10，,螺紋聯(lián)接組的設(shè)計3,（1）對于鉸制孔用螺栓聯(lián)接每個螺栓所受工作剪力為：,（2）對于普通螺栓聯(lián)接按預(yù)緊后接合面間所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷的要求，有：,式中：z為螺栓數(shù)目。,1受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接,或,六、螺栓組聯(lián)接的受力分析,Ks為防滑系數(shù)，設(shè)計中可取Ks=1.11.3。,螺紋聯(lián)接組的設(shè)計4,2受轉(zhuǎn)矩的螺栓組聯(lián)接,采用普通螺栓，是靠聯(lián)接預(yù)緊后在接合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩T。,采用鉸制孔用螺栓，是靠螺栓的剪切和螺栓與孔壁的擠壓作用來抵抗轉(zhuǎn)矩T。,螺紋聯(lián)接組的設(shè)計5,3受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接,若作用在螺栓組上軸向總載荷F作用線與螺栓軸線平行，并通過螺栓組的對稱中心，則各個螺栓受載相同，每個螺栓所受軸向工作載荷為：,通常，各個螺栓還承受預(yù)緊力F0的作用，當(dāng)聯(lián)接要有保證的殘余預(yù)緊力為F1時，每個螺栓所承受的總載荷F2為。,F2=F1+F,螺紋聯(lián)接組的設(shè)計6,4受傾覆力矩的螺栓組聯(lián)接,作用在底板兩側(cè)的合力矩與傾覆力矩M平衡，即：,由此可以求出最大工作載荷：,為防止結(jié)合面受壓最大處被壓碎或受壓最小處出現(xiàn)間隙，要求：,國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了螺紋聯(lián)接件的性能等級。螺栓、螺柱、螺釘?shù)男阅艿燃壏譃?0級，螺母的性能等級分為7級。,螺紋聯(lián)接件的材料與許用應(yīng)力,八、螺紋聯(lián)接件的材料與許用應(yīng)力,1、螺紋聯(lián)接件材料,2、螺紋聯(lián)接件的許用應(yīng)力,螺紋聯(lián)接件的許用拉應(yīng)力,螺紋聯(lián)接件的許用剪應(yīng)力和許用擠壓應(yīng)力,（被聯(lián)接件為鋼）,（被聯(lián)接件為鑄鐵）,提高螺紋聯(lián)接強(qiáng)度的措施,九、提高螺紋聯(lián)接強(qiáng)度的措施,以螺栓聯(lián)接為例，螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度主要取決于螺栓的強(qiáng)度，因此，提高螺栓的強(qiáng)度，將大大提高聯(lián)接系統(tǒng)的可靠性。,影響螺栓強(qiáng)度的因素主要有以下幾個方面，或從以下幾個方面提高螺栓強(qiáng)度。,改善螺紋牙上載荷分布不均的現(xiàn)象,降低影響螺栓疲勞強(qiáng)度的應(yīng)力幅,減小應(yīng)力集中的影響,采用合理的制造工藝,帶傳動概述2,一帶傳動的類型,平帶傳動，結(jié)構(gòu)簡單，帶輪也容易制造，在傳動中心距較大的場合應(yīng)用較多。,在一般機(jī)械傳動中，應(yīng)用最廣的帶傳動是帶傳動，在同樣的張緊力下，帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力。,多楔帶傳動兼有平帶傳動和帶傳動的優(yōu)點，柔韌性好、摩擦力大，主要用于傳遞大功率而結(jié)構(gòu)要求緊湊的場合。,同步帶傳動是一種嚙合傳動，具有的優(yōu)點是：無滑動，能保證固定的傳動比；帶的柔韌性好，所用帶輪直徑可較小。,第八章、帶傳動,第三篇傳動,工作情況分析,二、帶傳動的工作情況分析,1、受力分析,設(shè)帶的總長度不變F1F22F0；,帶傳動尚未工作時，傳動帶中的預(yù)緊力為F0。,帶傳動工作時，一邊拉緊，一邊放松，記緊邊拉力為F1和松邊拉力為F2。,尚未工作狀態(tài),工作狀態(tài),工作情況分析(力分析),帶傳動的最大有效拉力Fec有多大？,由歐拉公式可知：,歐拉公式給出的是帶傳動在極限狀態(tài)下各力之間的關(guān)系，或者說是給出了一個具體的帶傳動所能提供的最大有效拉力Fec。,預(yù)緊力F0最大有效拉力Fec,包角最大有效拉力Fec,摩擦系數(shù)f最大有效拉力Fec,由歐拉公式確定，即：,取繞在主動輪或從動輪上的傳動帶為研究對象，有：FeF1F2；,定義由負(fù)載所決定的傳動帶的有效拉力為Fe，則顯然有FeFf。,工作情況分析(應(yīng)力分析),為了不使帶所受到的彎曲應(yīng)力過大，應(yīng)限制帶輪的最小直徑。,2、帶傳動的應(yīng)力分析,帶傳動的工作情況分析,拉應(yīng)力：緊邊拉應(yīng)力1、松邊拉應(yīng)力2；,離心應(yīng)力c：帶沿輪緣圓周運動時的離心力在帶中產(chǎn)生的離心拉應(yīng)力；,彎曲應(yīng)力b：帶繞在帶輪上時產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。,max=？，發(fā)生在何處？應(yīng)力的分布情況？,/A,工作情況分析(運動分析),3、帶傳動的運動分析,帶傳動中因帶的彈性變形變化所導(dǎo)致的帶與帶輪之間的相對運動，稱為彈性滑動。,或,其中：,因此，傳動比為：,彈性滑動導(dǎo)致：從動輪的圓周速度v2主動輪的圓周速度v1，速度降低的程度可用滑動率來表示：,帶傳動的工作情況分析,V帶傳動的設(shè)計1,帶傳動的設(shè)計計算,1帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則,帶傳動的主要失效形式是打滑和傳動帶的疲勞破壞。,2單根V帶的基本額定功率,帶傳動的承載能力取決于傳動帶的材質(zhì)、結(jié)構(gòu)、長度，帶傳動的轉(zhuǎn)速、包角和載荷特性等因素。,帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則：在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。,單根V帶的基本額定功率P0是根據(jù)特定的實驗和分析確定的。,實驗條件：傳動比i=1、包角180、特定長度、平穩(wěn)的工作載荷。,V帶傳動的設(shè)計2,3帶傳動的設(shè)計,設(shè)計內(nèi)容：確定帶的類型和截型、長度L、根數(shù)Z、傳動中心距a、帶輪基準(zhǔn)直徑及其它結(jié)構(gòu)尺寸等。,由于單根帶基本額定功率P0是在特定條件下經(jīng)實驗獲得的，因此，在針對某一具體條件進(jìn)行帶傳動設(shè)計時，應(yīng)根據(jù)這一具體的條件對所選定的帶的基本額定功率P0進(jìn)行修正，以滿足設(shè)計要求。,帶傳動的設(shè)計計算,傳動鏈的結(jié)構(gòu)特點1,第九章鏈傳動傳動鏈的結(jié)構(gòu)特點,傳動鏈?zhǔn)擎渹鲃又械闹饕?，傳動鏈有滾子鏈和齒形鏈等類型。,滾子鏈?zhǔn)怯蓾L子、套筒、銷軸、內(nèi)鏈板和外鏈板組成。內(nèi)鏈板與套筒之間、外鏈板與銷軸之間為過盈聯(lián)接；滾子與套筒之間、套筒與銷軸之間均為間隙配合。,滾子鏈有單排鏈、雙排鏈、多排鏈。多排鏈的承載能力與排數(shù)成正比，但由于精度的影響，各排的載荷不易均勻，故排數(shù)不宜過多。,一、滾子鏈,傳動鏈的結(jié)構(gòu)特點2,鏈條的接頭處的固定形式有：,傳動鏈的結(jié)構(gòu)特點,用開口銷固定，多用于大節(jié)距鏈,彈簧卡片固定，多用于小節(jié)距鏈,設(shè)計時，鏈節(jié)數(shù)以取為偶數(shù)為宜，這樣可避免使用過渡鏈節(jié)，因為過渡鏈節(jié)會使鏈的承載能力下降。,鏈輪的結(jié)構(gòu)和材料2,滾子鏈鏈輪的結(jié)構(gòu)和材料,鏈輪較常用的齒形是一種三圓弧一直線的齒形（如左圖所示）。圖中，齒廓上的a-a、a-b、c-d線段為三段圓弧，半徑依次為r1、r2和r3；b-c線段為直線段。,二、鏈輪的結(jié)構(gòu),運動特性1,鏈傳動的運動特性,一、鏈傳動的速度分析,在鏈傳動中，鏈條包在鏈輪上如同包在兩正多邊形的輪子上，正多邊形的邊長等于鏈條的節(jié)距p。,鏈的平均速度為：,鏈傳動的平均傳動比為：,鏈條鉸鏈A點的前進(jìn)分速度,上下運動分速度,運動特性2,二、鏈傳動的運動不均勻性,由上述分析可知，鏈傳動中，鏈條的前進(jìn)速度和上下抖動速度是周期性變化的，鏈輪的節(jié)距越大，齒數(shù)越少，鏈速的變化就越大。,鏈傳動的運動特性,當(dāng)主動鏈輪勻速轉(zhuǎn)動時，從動鏈輪的角速度以及鏈傳動的瞬時傳動比都是周期性變化的，因此鏈傳動不宜用于對運動精度有較高要求的場合。,鏈傳動的不均勻性的特征，是由于圍繞在鏈輪上的鏈條形成了正多邊形這一特點所造成的，故稱為鏈傳動的多邊形效應(yīng)。,因為從動鏈輪的角速度為：,所以鏈傳動瞬時傳動比為：,運動特性3,鏈傳動的運動特性,三、鏈傳動的動載荷,鏈傳動中的多邊形效應(yīng)造成鏈條和鏈輪都是周期性的變速運動，從而引起動載荷。,鏈輪的轉(zhuǎn)速越高、節(jié)距越大、齒數(shù)越少，則傳動的動載荷就越大。鏈節(jié)和鏈輪嚙合瞬間的相對速度，也將引起沖擊和動載荷。鏈節(jié)距越大，鏈輪的轉(zhuǎn)速越高，則沖擊越強(qiáng)烈。,鏈條前進(jìn)的加速度引起的動載荷為：,從動鏈輪的角加速度引起的動載荷為：,當(dāng)鏈節(jié)嚙上鏈輪輪齒的瞬間，作直線運動的鏈節(jié)鉸鏈和以角速度作圓周運動的鏈輪輪齒，將以一定的相對速度突然相互嚙合，從而使鏈條和鏈輪受到?jīng)_擊，并產(chǎn)生附加動載荷。,受力分析1,鏈傳動的受力分析,鏈傳動在安裝時，應(yīng)使鏈條受到一定的張緊力，張緊的目的主要是使松邊不致過松，以免影響鏈條正常退出嚙合和產(chǎn)生振動、跳齒或脫鏈現(xiàn)象。,鏈的緊邊拉力為：,鏈的松邊拉力為：,其中：Fe為有效圓周力：,Fc為離心力引起的拉力：,在上述各式中，P為傳遞的功率（kW)；v為鏈速(m/s)；q為單位長度鏈條的質(zhì)量(kg/m)。,Ff為懸垂拉力，與鏈條松邊的垂度和傳動的布置方式有關(guān)。,設(shè)計計算1,滾子鏈傳動的設(shè)計計算,一、失效形式和額定功率,鏈傳動的失效形式有鏈的疲勞破環(huán)、鏈條鉸鏈的磨損、鏈條鉸鏈的膠合以及鏈條的靜力拉斷。,設(shè)計計算2,滾子鏈傳動的設(shè)計計算,二、滾子鏈傳動的設(shè)計方法和步驟,1鏈輪齒數(shù),通常限制鏈傳動的傳動比i6，推薦的傳動比i23.5。,選擇小鏈輪齒數(shù)Z1計算大鏈輪齒數(shù)Z2=iZ1。,小鏈輪齒數(shù)Z1過少運動不平穩(wěn)嚴(yán)重。小鏈輪齒數(shù)Z2過大易脫鏈或跳齒。,2確定計算功率,計算功率Pca是根據(jù)傳遞的額定功率P，并考慮工作情況來確定的。,KA為鏈傳動的工作情況系數(shù)。,3鏈的節(jié)距,鏈的節(jié)距越大，承載能力就越高，但傳動的多邊形效應(yīng)也要增大，振動沖擊和噪聲也越嚴(yán)重。設(shè)計一般盡量選取小節(jié)距的鏈。,齒輪傳動的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則,第十章齒輪傳動失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則,一、齒輪的主要失效形式,輪齒折斷,齒面磨損,齒面點蝕,齒面膠合,塑性變形,二、齒輪的設(shè)計準(zhǔn)則,對一般工況下的齒輪傳動，其設(shè)計準(zhǔn)則是：,保證足夠的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，以免發(fā)生齒根折斷。,保證足夠的齒面接觸疲勞強(qiáng)度，以免發(fā)生齒面點蝕。,對高速重載齒輪傳動，除以上兩設(shè)計準(zhǔn)則外，還應(yīng)按齒面抗膠合能力的準(zhǔn)則進(jìn)行設(shè)計。,由實踐得知：閉式軟齒面齒輪傳動，以保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度為主。閉式硬齒面或開式齒輪傳動，以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度為主。,齒輪傳動的失效主要是指輪齒的失效，其失效形式是多種多樣的。常見的失效形式有：,齒輪的材料及其選擇原則,齒輪的材料及其選擇原則,一、對齒輪材料性能的要求,齒輪的齒體應(yīng)有較高的抗折斷能力，齒面應(yīng)有較強(qiáng)的抗點蝕、抗磨損和較高的抗膠合能力，即要求：齒面硬、芯部韌。,二、常用的齒輪材料,鋼：許多鋼材經(jīng)適當(dāng)?shù)臒崽幚砘虮砻嫣幚?，可以成為常用的齒輪材料；,鑄鐵：常作為低速、輕載、不太重要的場合的齒輪材料；,非金屬材料：適用于高速、輕載、且要求降低噪聲的場合。,三、齒輪材料選用的基本原則,齒輪材料必須滿足工作條件的要求，如強(qiáng)度、壽命、可靠性、經(jīng)濟(jì)性等；,應(yīng)考慮齒輪尺寸大小，毛坯成型方法及熱處理和制造工藝；,鋼制軟齒面齒輪，其配對兩輪齒面的硬度差應(yīng)保持在3050HBS或更多。,齒輪傳動的計算載荷,齒輪傳動的計算載荷,齒輪傳動強(qiáng)度計算中所用的載荷，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷，即：,Fn為輪齒所受的公稱法向載荷。實際傳動中由于原動機(jī)、工作機(jī)性能的影響以及制造誤差的影響，載荷會有所增大，且沿接觸線分布不均勻。,接觸線單位長度上的最大載荷為：,K為載荷系數(shù)，其值為：KKAKvKK,式中：KA使用系數(shù),Kv動載系數(shù),K齒間載荷分配系數(shù),K齒向載荷分布系數(shù),直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計算1,標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計算,一、輪齒的受力分析,以節(jié)點P處的嚙合力為分析對象，并不計嚙合輪齒間的摩擦力，可得：,直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計算2,標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計算,二、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算,引入齒寬系數(shù)后，可得設(shè)計公式：,YFa為齒形系數(shù)，是僅與齒形有關(guān)而與模數(shù)m無關(guān)的系數(shù)，其值可根據(jù)齒數(shù)查表獲得。,直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計算3,標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪強(qiáng)度計算,三、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算,基本公式赫茲應(yīng)力計算公式。:,在節(jié)點嚙合時，接觸應(yīng)力較大，故以節(jié)點為接觸應(yīng)力計算點。,齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核式：,齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計式：,上述式中：u齒數(shù)比，u=z2/z1；ZE彈性影響系數(shù)；ZH區(qū)域系數(shù)；,齒輪傳動的設(shè)計參數(shù)1,一、齒輪傳動設(shè)計參數(shù)的選擇,齒輪傳動設(shè)計參數(shù)、許用應(yīng)力與精度選擇,1壓力角a的選擇,2齒數(shù)的選擇,一般情況下，閉式齒輪傳動:z1=2040開式齒輪傳動:z1=1720z2=uz1,3齒寬系數(shù)fd的選擇,當(dāng)d1已按接觸疲勞強(qiáng)度確定時，,z1,m,重合度e,傳動平穩(wěn),抗彎曲疲勞強(qiáng)度降低,齒高h(yuǎn),減小切削量、減小滑動率,因此，在保證彎曲疲勞強(qiáng)度的前提下，齒數(shù)選得多一些好！,fd齒寬b有利于提高強(qiáng)度，但fd過大將導(dǎo)致K,一般情況下取a=20,fd的選取可參考齒寬系數(shù)表,齒輪傳動的設(shè)計參數(shù)3,齒輪傳動設(shè)計參數(shù)、許用應(yīng)力與精度選擇,四、齒輪傳動的強(qiáng)度計算說明,接觸強(qiáng)度計算中，因兩對齒輪的H1=H2，故按此強(qiáng)度準(zhǔn)則設(shè)計齒輪傳動時，公式中應(yīng)代H1和H2中較小者。,用設(shè)計公式初步計算齒輪分度圓直徑d1(或模數(shù)mn)時，因載荷系數(shù)中的KV、K、K不能預(yù)先確定，故可先試選一載荷系數(shù)Kt。算出d1t(或mnt）后，用d1t再查取KV、K、K從而計算Kt。若K與Kt接近，則不必修改原設(shè)計。否則，按下式修正原設(shè)計。,彎曲強(qiáng)度計算中，因大、小齒輪的F、YFa、YSa值不同，故按此強(qiáng)度準(zhǔn)則設(shè)計齒輪傳動時，公式中應(yīng)代和中較小者。,標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪強(qiáng)度計算,標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪強(qiáng)度計算1,輪齒的受力分析,由于Fatanb，為了不使軸承承受的軸向力過大，螺旋角b不宜選得過大，常在b=820之間選擇。,錐齒輪傳動的強(qiáng)度計算2,輪齒的受力分析,直齒錐齒輪的輪齒受力分析模型如下圖，將總法向載荷集中作用于齒寬中點處的法面截面內(nèi)。Fn可分解為圓周力Ft，徑向力Fr和軸向力Fa三個分力。,各分力計算公式：,標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動的強(qiáng)度計算,軸向力Fa的方向總是由錐齒輪的小端指向大端。,其齒面一般是在車床上用直線刀刃的車刀切制而成，車刀安裝位置不同，加工出的蝸桿齒面的齒廓形狀不同。,蝸桿傳動的類型,蝸桿傳動的類型,第11章蝸桿傳動,普通蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸1,普通蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸,一、模數(shù)m和壓力角a,蝸桿與蝸輪嚙合時，蝸桿的軸面模數(shù)、壓力角應(yīng)與蝸輪的端面模數(shù)、壓力角相等，即ma1=mt2=maa1=at2,二、蝸桿的分度圓直徑d1,由于蝸輪是用與蝸桿尺寸相同的蝸輪滾刀配對加工而成的，為了限制滾刀的數(shù)目，國家標(biāo)準(zhǔn)對每一標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)規(guī)定了一定數(shù)目的標(biāo)準(zhǔn)蝸桿分度圓直徑d1。直徑d1與模數(shù)m的比值(q=d1m)稱為蝸桿的直徑系數(shù)。,三、蝸桿的頭數(shù)z1,較少的蝸桿頭數(shù)（如：單頭蝸桿）可以實現(xiàn)較大的傳動比，但傳動效率較低；蝸桿頭數(shù)越多，傳動效率越高，但蝸桿頭數(shù)過多時不易加工。通常蝸桿頭數(shù)取為1、2、4、6。,普通蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸2,普通蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸,四、導(dǎo)程角g,在m和d1為標(biāo)準(zhǔn)值時，z1g,五、傳動比i,六、蝸輪齒數(shù)z2,蝸輪齒數(shù)主要取決于傳動比，即z2=iz1。z2不宜太小（如z226)，否則將使傳動平穩(wěn)性變差。z2也不宜太大，否則在模數(shù)一定時，蝸輪直徑將增大，從而使相嚙合的蝸桿支承間距加大，降低蝸桿的彎曲剛度。,七、中心距,正確嚙合時，蝸輪蝸桿螺旋線方向相同，且g1b2,普通蝸桿傳動的承載能力計算1,普通蝸桿傳動的承載能力計算,一、蝸桿傳動的失效形式,蝸桿傳動的主要問題是摩擦磨損嚴(yán)重，這是設(shè)計中要解決的主要問題。,蝸輪磨損、系統(tǒng)過熱、蝸桿剛度不足是主要的失效形式。,二、蝸桿傳動的常用材料,三、蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則,蝸桿的剛度計算防止蝸桿剛度不足引起的失效。,傳動系統(tǒng)的熱平衡計算防止過熱引起的失效。,普通蝸桿傳動的承載能力計算2,普通蝸桿傳動的承載能力計算,四、蝸桿傳動的受力分析,蝸桿傳動的受力分析與斜齒圓柱齒輪的受力分析相同，輪齒在受到法向載荷Fn的情況下，可分解出徑向載荷Fr、周向載荷Ft、軸向載荷Fa。,蝸桿傳動受力方向判斷,五、蝸桿傳動強(qiáng)度計算,在不計摩擦力時，有以下關(guān)系：,普通蝸桿傳動的效率潤滑與熱平衡1,普通蝸桿傳動的效率、潤滑與熱平衡,一、蝸桿傳動的效率,可用于系統(tǒng)熱平衡驗算，一般to7080,可用于結(jié)構(gòu)設(shè)計,二、蝸桿傳動的熱平衡,類型和代號1,主要類型和代號,一、滾動軸承的分類,按滾動體的不同分類：球軸承、滾子軸承；,按可承受的外載荷分類：向心軸承、推力軸承、向心推力軸承；,第13章滾動軸承,按軸承的結(jié)構(gòu)形式不同分類：,在實際應(yīng)用中，滾動軸承的結(jié)構(gòu)形式有很多。作為標(biāo)準(zhǔn)的滾動軸承，在國家標(biāo)準(zhǔn)中分為13類，其中，最為常用的軸承大約有下列類:,深溝球軸承,圓柱滾子軸承,推力球軸承,角接觸球軸承,圓錐滾子軸承,調(diào)心球軸承,類型和代號3,二、滾動軸承的代號,滾動軸承的主要類型和代號,滾動軸承代號構(gòu)成：,代號用于表征滾動軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸、類型、精度等，由GB/T272規(guī)定。,類型選擇2,滾動軸承的類型選擇,1承受載荷情況,2尺寸的限制,3轉(zhuǎn)速的限制,4調(diào)心性要求,方向：向心軸承用于受徑向力；推力軸承用于受軸向力；向心推力軸承用于承受徑向力和周向力聯(lián)合作用。,大小：滾子軸承或尺寸系列較大的軸承能承受較大載荷；球軸承或尺寸系列較小的軸承則反之。,當(dāng)對軸承的徑向尺寸有較的嚴(yán)格限制時，可選用滾針軸承。,球軸承和輕系列的軸承能適應(yīng)較高的轉(zhuǎn)速，滾子軸承和重系列的軸承則反之；推力軸承的極限轉(zhuǎn)速很低。,調(diào)心球軸承和調(diào)心滾子軸承均能滿足一定的調(diào)心要求。,滾動軸承尺寸的選擇3,滾動軸承尺寸的選擇,二、滾動軸承的壽命計算,基本額定壽命：具有90可靠度時軸承的壽命，用L10表示。,基本額定動載荷：使軸承的基本額定壽命恰好為106轉(zhuǎn)時，軸承所能承受的載荷值，用字母C表示。,基本額定壽命計算式,一、滾動軸承的失效形式,膠合,斷裂,磨損,點蝕,永久變形,三、滾動軸承的當(dāng)量動載荷,在進(jìn)行軸承壽命計算時，應(yīng)把作用在軸承上的實際載荷轉(zhuǎn)換為與確定軸承C值的載荷條件相一致當(dāng)量動載荷（用字母P表示）。,各類軸承的當(dāng)量動載荷可按下式計算：,為了計及實際載荷波動的影響，可對當(dāng)量動載荷乘上一個載荷系數(shù)fp。,滾動軸承尺寸的選擇,四、向心推力軸承的軸向力計算,由派生軸向力及外加軸向力的計算與分析，判斷被“放松”或被“壓緊”的軸承；,確定被“放松”軸承的軸向力僅為其本身派生的軸向力；,被“壓緊”軸承的軸向力則為除去本身派生的軸向力后其余各軸向力之合力。,軸承裝置的設(shè)計1,軸承裝置的設(shè)計,軸承的裝置設(shè)計的內(nèi)容包括：軸承的定位和緊固、軸承的配置設(shè)計、軸承位置的調(diào)節(jié)、軸承的潤滑與密封、軸承的配合以及軸承的裝拆等問題。,一、滾動軸承的定位和緊固,軸承裝置的設(shè)計3,軸承裝置的設(shè)計,三、軸系部件的位置調(diào)整,四、滾動軸承的潤滑與密封,軸承常用的潤滑方式有油潤滑和脂潤滑兩類。,五、滾動軸承的配合與裝拆,滾動軸承內(nèi)孔與軸的配合采用基孔制，外徑與外殼孔的配合采用基軸制。,裝拆滾動軸承時，不能通過滾動體來傳力，以免使?jié)L道或滾動體造成損傷。由于軸承的配合較緊，裝拆