機(jī)械設(shè)計期末總復(fù)習(xí)(1)

1、機(jī)械設(shè)計機(jī)械設(shè)計 課程總結(jié)課程總結(jié)機(jī)械零部件的主要內(nèi)容機(jī)械零部件的主要內(nèi)容原理特點，受力失效原理特點，受力失效設(shè)計準(zhǔn)則，材料選擇設(shè)計準(zhǔn)則，材料選擇強(qiáng)度計算，參數(shù)選擇強(qiáng)度計算，參數(shù)選擇d-螺紋大徑螺紋大徑 公稱直徑公稱直徑d1 1- -螺紋小徑螺紋小徑 校核直徑校核直徑d2-螺紋中徑螺紋中徑 基準(zhǔn)直徑基準(zhǔn)直徑p-螺距螺距 相鄰兩牙相鄰兩牙n-線數(shù)線數(shù) 螺旋線數(shù)螺旋線數(shù)S S-導(dǎo)程導(dǎo)程 同一螺旋線同一螺旋線-螺紋升角螺紋升角 牙型角牙型角 -牙側(cè)角牙側(cè)角 旋向旋向常用螺紋的特點與應(yīng)用常用螺紋的特點與應(yīng)用按牙形：三角形螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋、鋸按牙形：三角形螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋、鋸 齒形螺紋、

2、管螺紋齒形螺紋、管螺紋按母體形狀：圓柱螺紋、圓錐螺紋按母體形狀：圓柱螺紋、圓錐螺紋細(xì)牙的缺點：牙小，相同載荷下磨損快，易脫扣細(xì)牙的缺點：牙小，相同載荷下磨損快，易脫扣適用場合：沖擊、振動及變載荷、或空心、薄壁零件上及微適用場合：沖擊、振動及變載荷、或空心、薄壁零件上及微調(diào)裝置中調(diào)裝置中細(xì)牙的優(yōu)點：螺桿強(qiáng)度較高，自鎖性能更好細(xì)牙的優(yōu)點：螺桿強(qiáng)度較高，自鎖性能更好12 螺紋連接基本類型普通螺栓連接普通螺栓連接 鉸制孔螺栓連接鉸制孔螺栓連接1 1、 螺栓連接螺栓連接 13 螺紋連接基本類型2 2、螺釘連接、螺釘連接 14 螺紋連接基本類型3 3、雙頭螺柱連接、雙頭螺柱連接 15 螺紋連接基本類型4

3、4、 緊定螺釘連接緊定螺釘連接 預(yù)緊可使連接在承受工作載荷之前就受到預(yù)緊力預(yù)緊可使連接在承受工作載荷之前就受到預(yù)緊力F的作用，的作用，增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性，防止連接受載后被連接件間出現(xiàn)增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性，防止連接受載后被連接件間出現(xiàn)間隙或橫向滑移。預(yù)緊也可以防松。間隙或橫向滑移。預(yù)緊也可以防松。 擰緊后螺紋聯(lián)接件的預(yù)緊應(yīng)力不得超過其材料的屈服極限擰緊后螺紋聯(lián)接件的預(yù)緊應(yīng)力不得超過其材料的屈服極限s s 的的80%80%。預(yù)緊力過大，會使連接超載。預(yù)緊力不足，可能導(dǎo)。預(yù)緊力過大，會使連接超載。預(yù)緊力不足，可能導(dǎo)致連接失效，重要的螺栓要控制預(yù)緊力。致連接失效，重要的螺栓要控制預(yù)緊力。1、

4、螺紋副的摩擦力矩 T12、螺母與支承面間的摩擦力矩 T2 T= T1 + T2214 Fd緊連接：緊連接：承受工作載荷之前螺母擰緊，使被連接件間產(chǎn)生足夠的預(yù)緊力承受工作載荷之前螺母擰緊，使被連接件間產(chǎn)生足夠的預(yù)緊力目的：承受橫向工作載荷時，防止摩擦力不足而相對運(yùn)動目的：承受橫向工作載荷時，防止摩擦力不足而相對運(yùn)動 承受軸向工作載荷時，防止被連接件之間出現(xiàn)間隙承受軸向工作載荷時，防止被連接件之間出現(xiàn)間隙受橫向工作載荷的緊螺紋連接受橫向工作載荷的緊螺紋連接: 普通螺紋連接普通螺紋連接21tan2dTFF預(yù)緊力預(yù)緊力摩擦力矩摩擦力矩螺栓截面上的拉應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：螺栓截面上的拉應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：21

5、4Fd21232111tan242tan16tdFTdFdWdd在拉應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的復(fù)合作用下，由第四強(qiáng)度理論可得螺在拉應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的復(fù)合作用下，由第四強(qiáng)度理論可得螺栓的當(dāng)量應(yīng)力栓的當(dāng)量應(yīng)力:222233 0.51.3e受橫向工作載荷的緊螺紋連接：受橫向工作載荷的緊螺紋連接：鉸制孔用螺紋連接鉸制孔用螺紋連接螺栓桿的剪切強(qiáng)度條件為螺栓桿的剪切強(qiáng)度條件為:42mdFss螺栓與孔壁的擠壓強(qiáng)度條件為：螺栓與孔壁的擠壓強(qiáng)度條件為：pssphdFmin螺栓在接合面處的橫截面受剪切螺栓在接合面處的橫截面受剪切螺栓與孔壁接觸表面受擠壓螺栓與孔壁接觸表面受擠壓21 受軸向工作載荷的緊螺栓連接：受軸向工作載

6、荷的緊螺栓連接：變形協(xié)調(diào)條件變形協(xié)調(diào)條件FCCCFFmBB0FCCCFFmBm 223 . 14210dF3 . 1401Fd校核公式：校核公式：設(shè)計公式：設(shè)計公式：靜強(qiáng)度計算靜強(qiáng)度計算疲勞強(qiáng)度條件疲勞強(qiáng)度條件為為amBBadFCCC221amaSKk15.6 螺栓組連接設(shè)計5.7 提高螺栓連接強(qiáng)度的措施一一 、改善螺紋牙上載荷的分配、改善螺紋牙上載荷的分配二二 、提高疲勞強(qiáng)度的措施、提高疲勞強(qiáng)度的措施減小應(yīng)力幅減小應(yīng)力幅減小應(yīng)力集中減小應(yīng)力集中21212)1 (2dFCCCdFCCCmBmmBBa25 帶傳動的應(yīng)力分析帶傳動的應(yīng)力分析1）彈性滑動彈性滑動：由于帶的彈性變形而引起的帶與帶輪之由

7、于帶的彈性變形而引起的帶與帶輪之間的相對滑動現(xiàn)象稱為間的相對滑動現(xiàn)象稱為彈性滑動。彈性滑動。2）彈性滑動會引起下列后果）彈性滑動會引起下列后果： （1）從動輪的圓周速度總是）從動輪的圓周速度總是落后落后于主動輪的圓周速度，并隨載于主動輪的圓周速度，并隨載 荷變化而變化，導(dǎo)致此傳動的傳動比不準(zhǔn)確；荷變化而變化，導(dǎo)致此傳動的傳動比不準(zhǔn)確； （2）損失一部分能量，）損失一部分能量，降低了傳動效率降低了傳動效率，會使帶的溫度升高；，會使帶的溫度升高； 并引起傳動帶磨損。并引起傳動帶磨損。3）打滑）打滑若傳遞的基本載荷超過最大有效圓周力若傳遞的基本載荷超過最大有效圓周力,帶在帶輪上發(fā)生顯著帶在帶輪上發(fā)生

8、顯著的相對滑動即打滑的相對滑動即打滑,打滑總是在小輪上先開始的。打滑總是在小輪上先開始的。27 帶傳動的失效形式和設(shè)計準(zhǔn)則帶傳動的失效形式和設(shè)計準(zhǔn)則帶傳動的失效形式是：打滑和疲勞破壞帶傳動的失效形式是：打滑和疲勞破壞帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則是：帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則是： 在保證帶工作時不打滑的條件下，具有一在保證帶工作時不打滑的條件下，具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命定的疲勞強(qiáng)度和壽命11maxcb29 帶的張緊定期張緊裝置定期張緊裝置自動張緊裝置自動張緊裝置用帶輪張緊用帶輪張緊30 齒輪傳動特點、失效形式、設(shè)計準(zhǔn)則 計算載荷（四個系數(shù)） 受力分析(轉(zhuǎn)向、旋向、力方向) 直齒、斜齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計算、各種修正系數(shù)影

9、響因素 齒輪傳動主要參數(shù)選擇 齒輪結(jié)構(gòu)8 齒輪傳動齒輪傳動31 主要失效形式： 8.2 齒輪傳動的失效形式和設(shè)計準(zhǔn)則齒輪傳動的失效形式和設(shè)計準(zhǔn)則32齒輪傳動的設(shè)計準(zhǔn)則齒輪傳動的設(shè)計準(zhǔn)則 閉式軟齒面齒輪傳動：常因齒面點蝕而失效，故通常先按齒閉式軟齒面齒輪傳動：常因齒面點蝕而失效，故通常先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 閉式硬齒面齒輪傳動：其齒面接觸承載能力較高，故通常先閉式硬齒面齒輪傳動：其齒面接觸承載能力較高，故通常先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，然后校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，然后校核齒面接觸疲勞強(qiáng)

10、度。 開式齒輪傳動：其主要失效形式是齒面磨損，而且在輪齒磨開式齒輪傳動：其主要失效形式是齒面磨損，而且在輪齒磨薄后往往會發(fā)生輪齒折斷。故目前多是按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)薄后往往會發(fā)生輪齒折斷。故目前多是按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，并考慮磨損的影響將模數(shù)適當(dāng)增大。行設(shè)計，并考慮磨損的影響將模數(shù)適當(dāng)增大。 高速重載齒輪傳動：可能出現(xiàn)齒面膠合，故需校核齒面膠合高速重載齒輪傳動：可能出現(xiàn)齒面膠合，故需校核齒面膠合強(qiáng)度。強(qiáng)度。33載荷系數(shù)載荷系數(shù)KKKKKA8.4 8.4 齒輪傳動的計算載荷齒輪傳動的計算載荷使用系數(shù)使用系數(shù)K KA A：考慮由于齒輪嚙合外部因素引起附加動載荷影：考慮由于齒輪嚙合外部因素引起

11、附加動載荷影響的系數(shù)。響的系數(shù)。動載系數(shù)動載系數(shù)K K ：考慮由于齒輪制造精度、運(yùn)轉(zhuǎn)速度等輪齒內(nèi)：考慮由于齒輪制造精度、運(yùn)轉(zhuǎn)速度等輪齒內(nèi)部因素引起的附加動載荷影響系數(shù)。部因素引起的附加動載荷影響系數(shù)。齒向載荷分布系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)K K ：考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)啠嚎紤]沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)嘄X應(yīng)力的影響系數(shù)。齒應(yīng)力的影響系數(shù)。齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)K K ：考慮同時嚙合的各對輪齒載荷分配不：考慮同時嚙合的各對輪齒載荷分配不均勻?qū)嘄X應(yīng)力的影響系數(shù)。均勻?qū)嘄X應(yīng)力的影響系數(shù)。34輪齒受力分析輪齒受力分析圓周力圓周力徑向力徑向力法向力法向力力的方向判斷力的方向判斷:作用于

12、主、從動輪上的各對力均大小相等，方向相反。作用于主、從動輪上的各對力均大小相等，方向相反。Ft 在主動輪上與運(yùn)動方向相反，在從動輪上與運(yùn)動方向在主動輪上與運(yùn)動方向相反，在從動輪上與運(yùn)動方向相同。相同。Fr 的方向與嚙合方式有關(guān)，對于外嚙合，主、從動輪上的方向與嚙合方式有關(guān)，對于外嚙合，主、從動輪上的徑向力分別指向各自的輪心的徑向力分別指向各自的輪心 。 35齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計公式齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計公式: :2312311).(2) 1()(1.2HHEdHHEdZZZuKTuaZZZuuKTd或或兩輪的兩輪的工作工作接觸應(yīng)力接觸應(yīng)力H1 H2，但但許用許用接觸應(yīng)力接觸應(yīng)力不相等，即不相

13、等，即H1 H2，它們與兩輪的材料、熱它們與兩輪的材料、熱處理和應(yīng)力循環(huán)次數(shù)等有關(guān)。處理和應(yīng)力循環(huán)次數(shù)等有關(guān)。在設(shè)計和校核計算在設(shè)計和校核計算中，中，取取HminH1 ， H2。36大小齒輪應(yīng)分別進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核時大小齒輪應(yīng)分別進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核時111111112FsFsFtFYYYbmdKTYYYbmKF222112222FsFsFtFYYYbmdKTYYYbmKF設(shè)計模數(shù)時設(shè)計模數(shù)時, , 應(yīng)按下式選擇應(yīng)按下式選擇,max222111FsFFsFFsFYYYYYY齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計公式齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計公式3211.2FsFdYYYZKTm37斜齒輪傳動的受力分析斜齒輪傳動的受力分

14、析標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的強(qiáng)度計算標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的強(qiáng)度計算38齒輪傳動主要參數(shù)的選擇齒輪傳動主要參數(shù)的選擇1、模數(shù)、模數(shù)m和齒數(shù)和齒數(shù)Z12、 齒寬系數(shù)齒寬系數(shù) d、 a3 、分度圓壓力角、分度圓壓力角 4、 齒數(shù)比齒數(shù)比u 5、 螺旋角螺旋角 399 蝸桿傳動 蝸桿傳動特點 類型 失效形式、設(shè)計準(zhǔn)則 受力分析（轉(zhuǎn)向、旋向、力的方向） 效率 結(jié)構(gòu)40普通圓柱蝸桿傳動普通圓柱蝸桿傳動中間平面上的參數(shù)作為設(shè)計基準(zhǔn)中間平面上的參數(shù)作為設(shè)計基準(zhǔn)蝸桿傳動的正確嚙合條件蝸桿傳動的正確嚙合條件22121tatammm旋向相同旋向相同蝸桿傳動的失效形式和設(shè)計準(zhǔn)則蝸桿傳動的失效形式和設(shè)計準(zhǔn)則失效形式：主要是

15、齒面膠合、點蝕、磨損和輪齒折斷，而且失效失效形式：主要是齒面膠合、點蝕、磨損和輪齒折斷，而且失效通常發(fā)生在蝸輪輪齒上。通常發(fā)生在蝸輪輪齒上。設(shè)計準(zhǔn)則：通常按齒面（蝸輪）接觸疲勞強(qiáng)度條件計算蝸桿傳動設(shè)計準(zhǔn)則：通常按齒面（蝸輪）接觸疲勞強(qiáng)度條件計算蝸桿傳動的承載能力。的承載能力。在選擇許用應(yīng)力時，要適當(dāng)考慮膠合和磨損失效因素的影響。在選擇許用應(yīng)力時，要適當(dāng)考慮膠合和磨損失效因素的影響。對閉式傳動進(jìn)行熱平衡計算，必要時對蝸桿強(qiáng)度和剛度進(jìn)行計算。對閉式傳動進(jìn)行熱平衡計算，必要時對蝸桿強(qiáng)度和剛度進(jìn)行計算。為什么蝸桿傳動的標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)是為什么蝸桿傳動的標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)是m2d1？42力的方向：力的方向：確定圓周力確定

16、圓周力Ft及徑向力及徑向力Fr的方向的方法同外嚙合圓柱齒輪的方向的方法同外嚙合圓柱齒輪傳動，而軸向力傳動，而軸向力Fa的方向則可根據(jù)相應(yīng)的圓周力的方向則可根據(jù)相應(yīng)的圓周力Ft的方向的方向來判定，即來判定，即Fa1與與 Ft2方向相反，方向相反， Ft1與與 Fa2的方向相反。的方向相反。也可按照主動件左右手定則來判斷。也可按照主動件左右手定則來判斷。1） B300MPa，錫青銅時，材料本身抗膠合能力強(qiáng)，錫青銅時，材料本身抗膠合能力強(qiáng)，多多 發(fā)生點蝕失效發(fā)生點蝕失效，許用應(yīng)力許用應(yīng)力的選擇主要的選擇主要與循環(huán)次數(shù)與循環(huán)次數(shù)有關(guān)有關(guān)2） B300MPa ，鋁鐵青銅或鑄鐵時，材料本身抗點蝕，鋁鐵青銅

17、或鑄鐵時，材料本身抗點蝕能力強(qiáng)，能力強(qiáng)，多發(fā)生膠合失效多發(fā)生膠合失效，進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，進(jìn)行齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算是條件性的，通過限制齒面接觸應(yīng)力大小來防止發(fā)生膠是條件性的，通過限制齒面接觸應(yīng)力大小來防止發(fā)生膠合。合。許用接觸應(yīng)力許用接觸應(yīng)力選擇與選擇與滑動速度和材料滑動速度和材料有關(guān)，而與有關(guān)，而與循循環(huán)次數(shù)環(huán)次數(shù)無關(guān)。無關(guān)。9.4 9.4 蝸桿傳動的強(qiáng)度計算蝸桿傳動的強(qiáng)度計算蝸輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的校核公式為：HEEHZdmKTZddKTZ99221222212，MPa45蝸桿傳動的效率蝸桿傳動的效率321式中：式中： 1 1嚙合效率嚙合效率)tan(tan1 2 2 3 3分別為

18、軸承效率和攪油效率分別為軸承效率和攪油效率 一般取一般取 2 2 3 3=0.950.96=0.950.96改善閉式蝸桿傳動散熱的常用措施有改善閉式蝸桿傳動散熱的常用措施有: :1 1、增加散熱片、增加散熱片, ,以增大散熱面積；以增大散熱面積；2 2、在蝸桿軸上裝置風(fēng)扇、在蝸桿軸上裝置風(fēng)扇, ,以提高散熱系數(shù)；以提高散熱系數(shù)；3 3、在箱體油池內(nèi)裝設(shè)蛇行冷卻水管、在箱體油池內(nèi)裝設(shè)蛇行冷卻水管; ;4 4、壓力噴油循環(huán)潤滑、壓力噴油循環(huán)潤滑4610 軸及軸轂連接軸的分類軸的分類轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)軸心軸心軸傳動軸傳動軸轉(zhuǎn)動心軸轉(zhuǎn)動心軸固定心軸固定心軸按載荷分按載荷分轉(zhuǎn)軸的一般設(shè)計步驟轉(zhuǎn)軸的一般設(shè)計步驟三步：

19、（三步：（1 1）初定軸徑；）初定軸徑；（2 2）結(jié)構(gòu)設(shè)計畫草圖，確定軸的尺寸，得到跨距和力的作用點；）結(jié)構(gòu)設(shè)計畫草圖，確定軸的尺寸，得到跨距和力的作用點；（3 3）強(qiáng)度計算，做出彎矩、扭矩圖，校核危險截面強(qiáng)度。）強(qiáng)度計算，做出彎矩、扭矩圖，校核危險截面強(qiáng)度。已知條件選擇軸的材料初算軸徑結(jié)構(gòu)設(shè)計計算彎矩轉(zhuǎn)矩校核計算完善設(shè)計修改直徑不滿足第六章 軸轂聯(lián)接48九、滾動軸承 滾動軸承結(jié)構(gòu)、特點、類型、代號 受力分析和失效形式 壽命計算 角接觸軸承的內(nèi)部軸向力 軸承部件結(jié)構(gòu)設(shè)計49滾動軸承代號前置代號 基本代號 后置代號 成 套 軸 承 分 部 件 類型代號 尺寸系列代號 內(nèi)徑代號 內(nèi)部結(jié)構(gòu)代號 密封

20、防塵與外圈形狀變化代號 保持架結(jié)構(gòu)及材料變化代號 軸承材料變化代號 公差等級代號 游隙組代號 配置代號 其它 滾動軸承主要類型代號表6深溝球軸承L直線軸承5推力球軸承U外球面球軸承4雙列深溝球軸承NA滾針軸承3圓錐滾子軸承N圓柱滾子軸承29推力調(diào)心滾子軸承9推力圓錐滾子軸承2雙列調(diào)心滾子軸承8推力滾子軸承1雙列調(diào)心球軸承7角接觸球軸承0雙列角接觸球軸承代號軸承類型代號軸承類型51例如例如:7 2 10C7210 C/P5/DF/P5 /DF軸承類型為角接觸球軸承軸承類型為角接觸球軸承尺寸類型代號尺寸類型代號, ,其中其中寬度類型代號為寬度類型代號為0,0,窄系列窄系列, ,省略不寫省略不寫,

21、,直徑系列代號為直徑系列代號為2,2,輕系列輕系列軸承內(nèi)徑軸承內(nèi)徑5 1050dmm空一個字符空一個字符公稱接觸角公稱接觸角15軸承精度等級為軸承精度等級為5 5級級面對面配置面對面配置（1）當(dāng)載荷較大或有沖擊載荷時，宜用滾子軸承；當(dāng)載荷較小時，宜用球軸承。（2）當(dāng)只受徑向載荷時，或雖同時受徑向和軸向載 荷，但以徑向載荷為主時，應(yīng)用向心軸承。 當(dāng)只受軸向載荷時，一般應(yīng)用推力軸承，而當(dāng)轉(zhuǎn)速很高時，可用角接觸球軸承或深溝球軸承。當(dāng)徑向和軸向載荷都較大時，應(yīng)采用角接觸軸承。軸承選型（4）當(dāng)要求支承具有較大剛度時，應(yīng)用滾子軸承。（5）當(dāng)軸的撓曲變形大或軸承座孔直徑不同、跨度大而對支承有調(diào)心要求時，應(yīng)選

22、用調(diào)心軸承。（6）為便于軸承的裝拆，可選用內(nèi)、外圈分離的軸承。（7）從經(jīng)濟(jì)角度看，球軸承比滾子軸承便宜，精度低的軸承比精度高的軸承便宜，普通結(jié)構(gòu)軸承比特殊結(jié)構(gòu)的軸承便宜。（3）當(dāng)轉(zhuǎn)速較高時，宜用球軸承；當(dāng)轉(zhuǎn)速較低時，可用滾子軸承，也可用球軸承。54滾動軸承的失效形式滾動軸承的失效形式1.1.疲勞點蝕疲勞點蝕 2.2.塑性變形塑性變形 3.3.磨粒磨損磨粒磨損 4.4.膠合膠合滾動軸承的計算準(zhǔn)則滾動軸承的計算準(zhǔn)則壽命計算：對于轉(zhuǎn)動的滾動軸承，疲勞點蝕是其主要失效形式，壽命計算：對于轉(zhuǎn)動的滾動軸承，疲勞點蝕是其主要失效形式，因而主要是進(jìn)行壽命計算，必要時再作靜強(qiáng)度校核。因而主要是進(jìn)行壽命計算，必要

23、時再作靜強(qiáng)度校核。靜強(qiáng)度計算：對于不轉(zhuǎn)動、低速或擺動的軸承，局部塑性變形靜強(qiáng)度計算：對于不轉(zhuǎn)動、低速或擺動的軸承，局部塑性變形是其主要失效形式，因而主要是進(jìn)行靜強(qiáng)度計算。是其主要失效形式，因而主要是進(jìn)行靜強(qiáng)度計算。校核極限轉(zhuǎn)速：對于高速軸承，發(fā)熱以至膠合是其主要失效形校核極限轉(zhuǎn)速：對于高速軸承，發(fā)熱以至膠合是其主要失效形式，因而除進(jìn)行壽命計算外還應(yīng)該校核極限轉(zhuǎn)速。式，因而除進(jìn)行壽命計算外還應(yīng)該校核極限轉(zhuǎn)速。滾動軸承的壽命計算基本額定動負(fù)荷基本額定動負(fù)荷：軸承工作溫度在：軸承工作溫度在100 C以下以下, ,基本額定壽命基本額定壽命61 10Lr 時，軸承所能承受的最大載荷，時，軸承所能承受的最

24、大載荷，用用C C表示。表示。基本額定壽命基本額定壽命： 一批相同軸承，在相同條件下運(yùn)轉(zhuǎn)，一批相同軸承，在相同條件下運(yùn)轉(zhuǎn)，90%90%軸軸承在疲勞點蝕前轉(zhuǎn)過的總轉(zhuǎn)數(shù)，單位為承在疲勞點蝕前轉(zhuǎn)過的總轉(zhuǎn)數(shù)，單位為10106 6 r r。561C 常數(shù)1CL P在當(dāng)量動載荷在當(dāng)量動載荷P作用下的基本額定壽命為作用下的基本額定壽命為610CLrP滾動軸承的載荷與壽命之間的關(guān)系滾動軸承的載荷與壽命之間的關(guān)系:P L常數(shù):,3;,10/3 壽命指數(shù) 對于球軸承對于滾子軸承。610 h60hCLnP61060ThPf CLnf P常用小時數(shù)表示基本額定壽命常用小時數(shù)表示基本額定壽命Lh引入溫度系數(shù)引入溫度系數(shù)

25、fT和載荷系數(shù)和載荷系數(shù)fPh57當(dāng)量動載荷當(dāng)量動載荷 把實際載荷折算為與基本額定動負(fù)荷的方向相同把實際載荷折算為與基本額定動負(fù)荷的方向相同的一假想載荷，在該假想載荷作用下軸承的壽命與實際的一假想載荷，在該假想載荷作用下軸承的壽命與實際載荷作用下的壽命相同，則稱該假想載荷為當(dāng)量動載荷，載荷作用下的壽命相同，則稱該假想載荷為當(dāng)量動載荷，用用P表示。表示。當(dāng)量動載荷當(dāng)量動載荷P的計算式：的計算式：raPXFYFXY 、徑向系數(shù)和軸向系數(shù)raFF 、軸承的徑向載荷和軸向載荷58角接觸軸承的內(nèi)部軸向力由力的平衡條件得由力的平衡條件得21WSSA作用在軸承作用在軸承上的軸向載荷為上的軸向載荷為作用在軸承

26、作用在軸承 上的軸向載荷只上的軸向載荷只有自身的內(nèi)部軸向力有自身的內(nèi)部軸向力, ,即即11aFS221aFWSAS軸承軸向載荷計算總結(jié)：1、軸承的軸向載荷與軸承部件的結(jié)構(gòu)，與固定方式密切相關(guān)。2、在軸上的軸向載荷和軸承的內(nèi)部軸向力同時作用下， 有一個軸承有被壓緊的趨勢，另一個有放松的趨勢；3、被放松的軸承軸向載荷，等于自身的內(nèi)部軸向力；4、被壓緊的軸承軸向載荷，等于除自身以外的軸向力之和。60滾動軸承部件結(jié)構(gòu)設(shè)計1、安裝和拆卸2、定位和固定3、配合和調(diào)整4、潤滑和密封64二、摩擦、磨損和潤滑 摩擦分類：外摩擦（存在于兩物體表面之間）摩擦分類：外摩擦（存在于兩物體表面之間） 內(nèi)摩擦（流體內(nèi)部產(chǎn)生

27、的粘剪力）內(nèi)摩擦（流體內(nèi)部產(chǎn)生的粘剪力） 按照兩表面的潤滑狀況，摩擦分為：按照兩表面的潤滑狀況，摩擦分為： 1 1）干摩擦）干摩擦-無潤滑狀態(tài)無潤滑狀態(tài) 2 2）邊界摩擦）邊界摩擦邊界潤滑狀態(tài)邊界潤滑狀態(tài) 3 3）流體摩擦流體摩擦流體潤滑狀態(tài)流體潤滑狀態(tài) 4 4）混合摩擦）混合摩擦混合潤滑狀態(tài)混合潤滑狀態(tài)磨損過程（三階段）磨損過程（三階段）l磨損的五種形式1）粘著磨損2）磨粒磨損3）疲勞磨損4）沖蝕磨損5）腐蝕磨損66十、滑動軸承 滑動軸承分類、特點、應(yīng)用 結(jié)構(gòu)形式 軸瓦結(jié)構(gòu) 計算P值、Pv值的意義 流體動壓的形成原理、基本方程67滑動軸承的分類滑動軸承的分類 按滑動軸承工作時軸瓦和軸頸表面間

28、呈現(xiàn)的按滑動軸承工作時軸瓦和軸頸表面間呈現(xiàn)的摩擦狀態(tài)，滑動軸承可分為摩擦狀態(tài)，滑動軸承可分為: : 液體摩擦軸承液體摩擦軸承非液體摩擦軸承非液體摩擦軸承液體動壓潤滑軸承液體動壓潤滑軸承液體靜壓潤滑軸承液體靜壓潤滑軸承 按滑動軸承承受載荷的方向可分為按滑動軸承承受載荷的方向可分為: :徑向滑動軸承徑向滑動軸承推力滑動軸承推力滑動軸承68滑動軸承的結(jié)構(gòu)形式1 1、徑向滑動軸承、徑向滑動軸承整體式徑向滑動軸承；整體式徑向滑動軸承；剖分式徑向滑動軸承剖分式徑向滑動軸承2 2、推力滑動軸承、推力滑動軸承軸瓦結(jié)構(gòu)軸瓦結(jié)構(gòu)單金屬軸瓦：結(jié)構(gòu)簡單，成本低單金屬軸瓦：結(jié)構(gòu)簡單，成本低雙金屬軸瓦：節(jié)省貴重金屬雙金屬

29、軸瓦：節(jié)省貴重金屬軸瓦上的油溝軸瓦上的油溝69非液體摩擦徑向滑動軸承的計算非液體摩擦徑向滑動軸承的計算1. 驗算壓強(qiáng)驗算壓強(qiáng) p 壓強(qiáng)壓強(qiáng) p過大可能使軸瓦產(chǎn)生塑性變形破壞邊界膜過大可能使軸瓦產(chǎn)生塑性變形破壞邊界膜2.驗算驗算 值值pvpv值大表明摩擦功大值大表明摩擦功大,溫升大溫升大,邊界膜易破壞邊界膜易破壞3.驗算速度驗算速度對于跨度較大的軸，高速易導(dǎo)致偏磨加劇。對于跨度較大的軸，高速易導(dǎo)致偏磨加劇。邊界膜的強(qiáng)度邊界膜的強(qiáng)度與與潤滑油的油性潤滑油的油性軸瓦的材料軸瓦的材料摩擦表面的壓力和溫度摩擦表面的壓力和溫度有關(guān)有關(guān)設(shè)計中：主要限制溫度和壓力設(shè)計中：主要限制溫度和壓力70形成流體動壓的條

30、件形成流體動壓的條件(1)(1)流體必須流經(jīng)收斂間隙流體必須流經(jīng)收斂間隙, ,而且間隙傾角越而且間隙傾角越大則產(chǎn)生的油膜壓力越大；大則產(chǎn)生的油膜壓力越大；(2)(2)流體必須有足夠的速度；流體必須有足夠的速度；(3)(3)流體必須是粘性流體。流體必須是粘性流體。流體動壓基本方程（一維雷諾方程）流體動壓基本方程（一維雷諾方程）036hhdpdxh 一、徑向滑動軸承的工作過程一、徑向滑動軸承的工作過程二、最小油膜厚度必須滿足二、最小油膜厚度必須滿足minmin12(),hhKmm72十一、聯(lián)軸器、離合器 聯(lián)軸器的類型、特點、名稱、應(yīng)用 離合器類型、工作原理73預(yù) ?？荚図樌?，取得好成績！ 受力分析

31、例題（1） 受力分析例題（2） 受力分析例題（3）例1 用兩個普通螺栓將軸承座與鑄鐵機(jī)架聯(lián)接固定，如圖a)所示。已知軸承所受載荷 及中心高 。試對該螺栓組進(jìn)行受力分析，并說明該聯(lián)接可能的失效形式有哪些？Fh解：顯然，對于螺栓組來說，力 可分解為過 點的軸向分力 和橫向分力 。而過 點的橫向分力 對于軸承座又有兩種作用，即：純橫向力 和力矩 。所以，該螺栓組受如圖a)中力 作用后，相當(dāng)于三種典型螺栓組的受力模型同時出現(xiàn)其中，即螺栓組同時受軸向載荷 、橫向載荷 和翻轉(zhuǎn)力矩 ，如圖b) 所示。FOsin45yFFcos45xFFOxFxFcos45MhFFyFxFM可能的失效形式有：左側(cè)螺栓由于所受

32、載荷較大，可能發(fā)生強(qiáng)度破壞；在橫向力的作用下，軸承座底板與機(jī)架之間可能發(fā)生相對滑動；右側(cè)(B處)由于軸承座底板與機(jī)架之間壓力較大，可能發(fā)生壓潰現(xiàn)象。此外，左側(cè)(C處)軸承座底板與機(jī)架之間可能出現(xiàn)縫隙。例2如圖，用8個6.8級普通螺栓和兩塊鋼制夾板將鋼板1、2聯(lián)接起來。已知作用于鋼板上的橫向載荷 ，結(jié)合面摩擦因數(shù) ，安全系數(shù) ，取可靠性系數(shù) ，試確定所需螺栓的小徑 至少應(yīng)為多少？42 10sFN150f. 1.5S 1.2K 1d解：1) 由靜力平衡條件確定每個螺栓的預(yù)緊力F顯然，這里 ， ，每個螺栓的預(yù)緊力4z 2m 441.2 2 102 104 0.15 2ssKFFNNzm 2) 確定螺

33、栓的許用應(yīng)力 由6.8級螺栓已知條件，可知其公稱抗拉強(qiáng)度 ， 屈服點 ，于是許用應(yīng)力600bMPa0.8 600480sMPa480 3201.5sNNS3) 確定螺栓的小徑1d所需螺栓的小徑414 1.34 1.3 2 1010.2 320Fdmmmm NR5000NQ1600025. 0mbbCCC15. 0f2 . 1sKMPas640min 2S1d一支架與機(jī)座用4個普通螺栓連接，所受外載荷分別為橫向載荷，軸向載荷，已知螺栓的相對剛度結(jié)合面間摩擦系數(shù)，可靠性系數(shù)，最小屈服極限，許用安全系數(shù)試計算該螺栓小徑的計算值。例3，螺栓材料強(qiáng)度級別為8.8級RRNQF40004160004計算螺栓

34、的軸向工作載荷解：F FRKfFS 4（2)計算螺栓的預(yù)緊力由于有軸向載荷的作用，接合面間的壓緊力為剩余預(yù)緊力，故有FCCCFFmbb1 聯(lián)立解上述兩式，則得NFCCCfRKFmbb 0115. 0450002 . 1141dMPas640min 2S MPaSs3202640min140001000130000FCCCFFmbb mmFd510. 8320140003 . 143 . 14012.計算螺栓的小徑計算螺栓的小徑螺栓材料的機(jī)械性能級別為8.8級，其最小屈服極限安全系數(shù)故其許用拉伸應(yīng)力而 所以 mmD400mmD500012. 0f2 . 1sKNQ500

35、00 MPa100 起重卷筒與大齒輪用8個普通螺栓連接在一起，已知卷筒直徑，螺栓分布圓直徑，接合面間摩擦系數(shù)，可靠性系數(shù)，起重鋼索拉力螺栓材料的許用拉伸應(yīng)力試設(shè)計該螺栓組的螺栓直徑例4TmmNDQT71024005000021.計算旋轉(zhuǎn)力矩FTKDzfFS2002zfDTKFS2.計算螺栓所需要的預(yù)緊力由 得mmNF50005002 . 08102 . 127 13 . 14Fdmm768.2810050003 . 14 3.確定螺栓直徑取M36(d1=31.670mm28.768mm)例5210500100100210210280OOKNP618030420 MPaP60 3Sf2 . 1f

36、K2 . 0mbbcccKNP6有一軸承托架用4個普通螺栓固聯(lián)于鋼立柱上，托架材料，螺栓材料強(qiáng)度級別為6.6級，結(jié)合面間摩擦系數(shù)=0.15，螺栓相對剛度，載荷設(shè)計此螺栓組連接。為HT150，許用擠壓應(yīng)力許用安全系數(shù)可靠性系數(shù)PPxPy1.1.螺栓組受力分析載荷螺栓組受力分析載荷P P可分解為：可分解為：橫向載荷：NPPy519630cos600030cosNPPx300030sin600030sin(鉛垂向下)軸向載荷：(水平向右)傾覆力矩：mmNPPMyx610722. 242051961803000420180 該螺栓組連接在這三種簡單載荷作用下可能發(fā)生的失效如下: (1) 在橫向載荷作用

37、下 , 托架下滑; (2) 在軸向載荷和傾覆力矩作用下 , 接合面上部分離 ; (3) 在傾覆力矩和軸向載荷作用下 , 托架下部或立柱被壓潰; (4) 受力最大螺栓被拉斷. 由上述分析可知, 為防止分離和下滑, 接合面應(yīng)保證有足夠的預(yù)緊力; 而為避免壓潰, 又要把預(yù)緊力控制在一定的范圍. 因此, 預(yù)緊力的確定不能只考慮在橫向載荷作用下接合面不滑移條件還應(yīng)考慮上部不分離和下部不壓潰條件. 注意:接合面間產(chǎn)生足夠大的摩擦力來克服橫接合面間產(chǎn)生足夠大的摩擦力來克服橫向載荷的不是預(yù)緊力向載荷的不是預(yù)緊力 , 而是殘余預(yù)緊力而是殘余預(yù)緊力 .FF 確定受力最大螺栓的軸向工作載荷。 每個螺栓受到的軸向工作

38、載荷NPFxP750430004NLMLFiLM3240210421010722. 226412maxNFFFMP39903240750 在傾覆力矩M的作用下，每個螺栓受到的軸向載荷為上部螺栓受力最大，其軸向工作載荷為(2)確定螺栓的預(yù)緊力F托架不下滑的條件式為：ysPKfF 4由托架不下滑條件確定預(yù)緊力PmbbmFCCCFFFF)1 ( ySPmbbPKFCCCFf 14PmbbySFCCCfPKF14而 所以 NF109927502 . 0115. 0451962 . 1F011minWMCCCAPCCCAzFmbbxmbbp 由接合面不分離條件計算預(yù)緊力 NF7 .40866160010

39、618. 910722. 230002 . 014166 pmbbxmbbpWMCCCAPCCCAzF11max 由托架下部不被壓潰條件計算預(yù)緊力 (鋼立柱抗擠壓強(qiáng)度高于鑄鐵托架) 由 AWMPCCCAzFxmbbp11 p pNF3 .9211136160010618. 910722. 230002 . 01616006066式中 托架材料的許用擠壓應(yīng)力，=60MPa。綜合以上三方面計算，取NF11000 0FNFCCCFFmbb1179839902 . 01100002.計算螺栓的總拉力3.確定螺栓直徑 013 . 14Fdmmd757.12120117983 . 141查GB196198

40、1，取M16（mmmmd757.12835.131）強(qiáng)度級別為6.6級，得 3360SMPaS，所以 MPaSS1203360例6擬用四個普通六角頭螺栓將一鋼制托板固定在立柱上，布置方案如圖所示。已知圖中 mm， mm，作用于托板上的力 N。設(shè)結(jié)合面摩擦系數(shù) ，螺栓的許用應(yīng)力 MPa，取可靠性系數(shù) 。試確定受力最大螺栓并選擇恰當(dāng)?shù)拇盅缆菟ù?。普通粗牙螺紋徑向尺寸見表3-1。200a 700b 31.3 10F0.15s 1101.2K 解 1) 螺栓組的受力分析如下圖所示為將力 向螺栓組形心 簡化的等效受力分析圖。顯然， 在將移向 點的同時，必然有轉(zhuǎn)矩FOFO36200()1.3 10(700)1.04 1022aTF bNmmNmm于是，就把問題轉(zhuǎn)化為一受橫向力 和轉(zhuǎn)矩 聯(lián)合作用的螺栓組聯(lián)接了。 FT在力 的作用下，托板有向下移動的趨勢，每個螺