1、習(xí)題5-4F圖示，螺栓組受外力作用，該力作用在包含x軸并垂直于底板結(jié)合面的平面內(nèi)。試分析底板螺栓組的受力情況，并判斷哪個螺栓受力最大？保證連接安全工作的必要條件有哪些？F習(xí)題5-6 已知一個托架的邊板用6個螺栓與相鄰的機架相連接。托架受一與邊板螺栓組的垂直對稱軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用。現(xiàn)有如圖所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鉸制孔用螺栓連接，試問哪種布置形式的螺栓直徑較小？為什么？習(xí)題5-5 圖示是由兩塊邊板和一塊承重板焊成的龍門起重機導(dǎo)軌托架。兩塊邊板各用4個螺栓與立柱相連接，托架所承受的最大載荷為20kN，載荷有較大變動。試問：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是鉸制

2、孔用螺栓連接為好？為什么？機 械 設(shè) 計總 復(fù) 習(xí)題型：一、單項選擇題：（每小題（每小題2分，共分，共30分）分） 二、簡答題簡答題(每個每個3分，共分，共12分分) 三三七七 計算題（共計算題（共58分）其中包括改錯題和受力分析作圖題分）其中包括改錯題和受力分析作圖題第三章 機械零件的強度1.材料的疲勞特性描述：可用5個參數(shù)，但其中只有兩個參數(shù)是獨立的。sm平均應(yīng)力； sa應(yīng)力幅值smax最大應(yīng)力； smin最小應(yīng)力r 應(yīng)力比（循環(huán)特性）2minmaxmsss2minmaxasssmaxminssr材料的兩種壽命曲線（1）sN疲勞曲線1、 sN疲勞曲線sN疲勞曲線兩種壽命曲線（2）等壽命疲勞

3、曲線（極限應(yīng)力線圖）2、等壽命疲勞曲線（極限應(yīng)力線圖）零件的極限應(yīng)力線圖第五章 螺紋聯(lián)接與螺旋傳動一、螺紋聯(lián)接的基本類型（見flash15種聯(lián)接）二、螺紋聯(lián)接的強度計算（一）松螺栓聯(lián)接強度計算 ss4/21dF詳細推導(dǎo)見詳細推導(dǎo)見flash2.松螺栓聯(lián)接松螺栓聯(lián)接（二）緊螺栓聯(lián)接強度計算1僅受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接僅受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接 2受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接3承受工作剪力的緊螺栓聯(lián)接承受工作剪力的緊螺栓聯(lián)接螺紋聯(lián)接的強度計算螺紋聯(lián)接的強度計算1僅受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接2104dFs預(yù)緊力引起的拉應(yīng)力：s5 . 0162)tan(312v0ddF螺牙間的摩擦力矩引起的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)

4、力： ss210ca43 . 1dF強度條件：當(dāng)聯(lián)接承受較大的橫向載荷F時，由于要求F0Ff（f=0.2），即F05F ，因而需要大幅度地增加螺栓直徑。為減小螺栓直徑的增加，可采用減載措施。說明見flash8.減載零件sss3 . 1322ca根據(jù)第四強度理論，螺栓在預(yù)緊狀態(tài)下的計算應(yīng)力:F0F0FF 螺紋聯(lián)接的強度計算螺紋聯(lián)接的強度計算2受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接FDDp 螺栓預(yù)緊力F0后，在工作拉力F 的作用下，螺栓的總拉力F2 = ?FFF12 ss4/3 . 1212cadFFCCCFFmbb02這時螺栓的總拉力為： 為使工作載荷作用后，聯(lián)接結(jié)合面間有殘余預(yù)緊力F1存在，要求螺栓聯(lián)接的預(yù)緊

5、力F0為：FCCCFFmbm10靜強度條件：式中F1為殘余預(yù)緊力，為保證聯(lián)接的緊密性，應(yīng)使 F1 0，一般根據(jù)聯(lián)接的性質(zhì)確定F1的大小。式中：mbbCCC為螺栓的相對剛度，其取值范圍為 01。詳細分析見詳細分析見flash9.單個緊螺栓受力變形分析單個緊螺栓受力變形分析見見flash10.螺栓的疲勞強度校核螺栓的疲勞強度校核 螺紋聯(lián)接的強度計算螺紋聯(lián)接的強度計算3承受工作剪力的緊螺栓聯(lián)接 這種聯(lián)接是利用鉸制孔用螺栓抗剪切來承受載荷的。螺栓桿與孔壁之間無間隙，接觸表面受擠壓。在聯(lián)接結(jié)合面處，螺栓桿則受剪切。螺栓桿與孔壁的擠壓強度條件為：螺栓桿的剪切強度條件為：式中：F螺栓所受的工作剪力，單位為N

6、；d0螺栓剪切面的直徑（可取螺栓孔直徑），單位為mm；Lmin螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，單位為mm；設(shè)計時應(yīng)使Lmin1.25d0Pmin0PssLdF 204dFFFd0Lmin 螺紋聯(lián)接組的設(shè)計2螺栓組聯(lián)接的設(shè)計1受橫向載荷2受轉(zhuǎn)矩3受軸向載荷4受傾覆力矩 受力分析的目的：根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)和受載情況，求出受力最大的螺栓 及其所受的力，以便進行螺栓聯(lián)接的強度計算。 受力分析時所作假設(shè)：所有螺栓的材料、直徑、長度和預(yù)緊力均相同； 受載后聯(lián)接接合面仍保持為平面。 受力分析的類型：二、螺栓組聯(lián)接的受力分析螺栓組的對稱中心與聯(lián)接接合面的形心重合； FFriOOMTfF0fF0FF螺紋聯(lián)接組的設(shè)計3

7、 （1）對于鉸制孔用螺栓聯(lián)接（圖b），每個螺栓所受工作剪力為： （2）對于普通螺栓聯(lián)接（圖a） ，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。 圖示為由四個螺栓組成的受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接。1受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接zFFFKzifFS0fziFKFS0或螺栓組聯(lián)接的設(shè)計 Ks為防滑系數(shù)，設(shè)計中可取Ks =1.11.3。FFFFb)a)螺紋聯(lián)接組的設(shè)計4 采用普通螺栓和鉸制孔用螺栓組成的螺栓組受轉(zhuǎn)矩時的受力情況是不同的。2受轉(zhuǎn)矩的螺栓組聯(lián)接TKfrFfrFfrFsz02010 TrFziii1 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

8、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。iirFrFmaxmaxZiirTrF12maxmaxziirfTKF1S0螺栓組聯(lián)接的設(shè)計 螺紋聯(lián)接組的設(shè)計5螺栓組聯(lián)接的設(shè)計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。zFFF2 = F1 + F 第六章 鍵、花鍵、無鍵聯(lián)接和銷聯(lián)接一、鍵聯(lián)接的分類、結(jié)構(gòu)型式及應(yīng)用1平鍵聯(lián)接平鍵的兩側(cè)面是工作面，上表面與輪

9、轂上的鍵槽底部之間留有間隙，鍵的上、下表面為非工作面。鍵聯(lián)接鍵聯(lián)接2半圓鍵聯(lián)接 鍵呈半圓形，其側(cè)面為工作面，鍵能在軸上的鍵槽中繞其圓心擺動， 以適應(yīng)輪轂上鍵槽的斜度，安裝方便。常用與錐形軸端輪轂的聯(lián)接。4切向鍵由兩個斜度為1:100的楔鍵組成。一個切向鍵只能傳遞一個方向的轉(zhuǎn)矩，傳遞雙向轉(zhuǎn)矩時，須用互成120130角的兩個鍵。楔鍵的上、下表面為工作面，兩側(cè)面為非工作面。3楔鍵聯(lián)接 鍵聯(lián)接二、鍵的選擇和強度校核1鍵的尺寸選擇bh根據(jù)軸徑d由標(biāo)準(zhǔn)中查得，鍵的長度參考輪轂的長度確定，一般應(yīng)略短于輪轂長，并符合標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的尺寸系列。 平鍵的尺寸主要是鍵的截面尺寸bh及鍵長L。2平鍵聯(lián)接的失效和強度校核對

10、于普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面的壓潰，有時也會出現(xiàn)鍵 的剪斷，但一般只作聯(lián)接的擠壓強度校核。對于導(dǎo)向平鍵聯(lián)接和滑鍵聯(lián)接，其主要失效形式是工作面的過度磨損，通常按工作面上的壓力進行條件性的強度校核計算。詳見詳見flash 3 第八章 帶傳動1.帶傳動的工作原理；2.帶傳動的應(yīng)力分析3.帶傳動的彈性滑動與打滑4.帶的設(shè)計計算工作情況分析帶傳動的工作情況分析帶傳動的工作情況分析是指帶傳動的受力分析、應(yīng)力分析、運動分析。帶傳動是一種撓性傳動，其工作情況具有一定的特點。一、受力分析帶傳動尚未工作時，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

11、F2。 尚未工作狀態(tài)尚未工作狀態(tài) 工作狀態(tài)工作狀態(tài) 設(shè)帶的總長度不變，根據(jù)線彈性假設(shè)：F1F0F0F2；或：F1 F22F0；緊邊拉力增量緊邊拉力增量 松邊拉力減量松邊拉力減量Ff = F1 F2 取主動輪一端的帶為分離體，列各力對軸心的力矩平衡方程：取主動輪一端的帶為分離體，列各力對軸心的力矩平衡方程：012rFrFrFf顯然，傳動帶驅(qū)動負載的有效拉力顯然，傳動帶驅(qū)動負載的有效拉力 21FFFFfeP Fe v /1000 kWv 為帶速為帶速帶傳動能傳遞的功率為P 增大時，增大時， 所需的所需的Fe (即即Ff )加大。但加大。但Ff 不可能無限增大。不可能無限增大。工作情況分析(應(yīng)力分析

12、)帶傳動在工作過程中帶上的應(yīng)力有：分析詳見分析詳見flash 4.應(yīng)力分析應(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。槽 型ZABCSPZSPASPASPCddmin/mm 50751252006390140224二、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、松邊拉應(yīng)力； 離心應(yīng)力：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：帶繞在帶輪上時產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。 工作情況分析(運動分析)三、帶傳動的運動分析帶傳動在工作時，從緊邊到松邊，傳動帶所受的拉力是變化的，因此帶的彈性變形也是變化的。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

13、為彈性滑動。%100121vvv12)1 (vv或)/(600011d1smndv)/(600022d2smndv其中：因此，傳動比為：)1 (1d2d21ddnni若帶的工作載荷增大到超過最大有效拉力Fec后，則帶與帶輪間會發(fā)生顯著的相對滑動，即產(chǎn)生打滑。打滑將使帶的磨損加劇，從動輪轉(zhuǎn)速急速降低，帶傳動失效，這種情況應(yīng)當(dāng)避免。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： 帶傳動的彈性滑動與打滑（具體見（具體見 flash 5. 滑動演示滑動演示） 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

14、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，具有一定的疲勞強度和壽命在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。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。（P0具體見具體見flash5.單根帶功率）單根帶功率） 第九章鏈傳動第九章 鏈傳動鏈傳動是依靠鏈輪輪齒與鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力。鏈傳動是依靠鏈輪輪齒與鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力。見見flash1 鏈傳動。鏈傳動。 與帶傳動相比，鏈傳動能保持準(zhǔn)確的平均傳動比，徑向壓與帶傳

15、動相比，鏈傳動能保持準(zhǔn)確的平均傳動比，徑向壓軸力小，適于低軸力小，適于低 速情況下工作。速情況下工作。 與齒輪傳動相比，鏈傳動安裝精度要求較低，成本低廉，與齒輪傳動相比，鏈傳動安裝精度要求較低，成本低廉，可遠距離傳動?？蛇h距離傳動。 鏈傳動的主要缺點是不能保持恒定的瞬時傳動比。鏈傳動的主要缺點是不能保持恒定的瞬時傳動比。 鏈傳動主要用在要求工作可靠、轉(zhuǎn)速不高，且兩軸相距較鏈傳動主要用在要求工作可靠、轉(zhuǎn)速不高，且兩軸相距較遠，以及其它不遠，以及其它不宜采用齒輪傳動的場合。宜采用齒輪傳動的場合。 運動特性19-4 鏈傳動的運動特性一、鏈傳動的速度一、鏈傳動的速度 分析分析1000601000602

16、211pnzpnzv鏈傳動的平均傳動比為：鏈傳動的平均傳動比為：1221zznni 鏈條進入鏈輪后形成折線，鏈條進入鏈輪后形成折線，相當(dāng)于將鏈相當(dāng)于將鏈繞在正多邊形繞在正多邊形的鏈的鏈輪輪上上，見圖。邊長相當(dāng)于鏈節(jié)距見圖。邊長相當(dāng)于鏈節(jié)距p，邊數(shù)相當(dāng)于鏈輪齒數(shù)，邊數(shù)相當(dāng)于鏈輪齒數(shù)z。鏈輪每轉(zhuǎn)一周，。鏈輪每轉(zhuǎn)一周，鏈移動的距離為鏈移動的距離為zp，設(shè)，設(shè)z1、z2為兩鏈輪的齒數(shù)，為兩鏈輪的齒數(shù)，p為節(jié)距（為節(jié)距（mm），），n1、n2為兩鏈輪的轉(zhuǎn)速（為兩鏈輪的轉(zhuǎn)速（r/min），則鏈條的平均速度），則鏈條的平均速度v（m/s）為）為鏈條前進方向水平分速度鏈條前進方向水平分速度cos11Rvx上下

17、運動分速度上下運動分速度sin11Rvy 事實上，鏈傳動的瞬時鏈速和瞬時傳動比都是變化的。分事實上，鏈傳動的瞬時鏈速和瞬時傳動比都是變化的。分析如下：設(shè)鏈的緊邊在傳動時處于水平位置。設(shè)主動輪以等角析如下：設(shè)鏈的緊邊在傳動時處于水平位置。設(shè)主動輪以等角速度速度1 1轉(zhuǎn)動，則其分度圓周速度為轉(zhuǎn)動，則其分度圓周速度為R R1 11 1 。銷軸在分度圓周上銷軸在分度圓周上運動。運動。當(dāng)鏈節(jié)進入主動輪時，其銷軸總是隨著鏈輪的轉(zhuǎn)動而不當(dāng)鏈節(jié)進入主動輪時，其銷軸總是隨著鏈輪的轉(zhuǎn)動而不斷改變其位置。當(dāng)位于斷改變其位置。當(dāng)位于角的瞬時，銷軸圓周速度分解為：角的瞬時，銷軸圓周速度分解為：)2,2(11作周期性變化

18、作周期性變化 變化情況：剛進入嚙合變化情況：剛進入嚙合達頂點達頂點下一銷軸進入下一銷軸進入 嚙合嚙合21021前進前進V VV Vminmin V Vmaxmax V Vminmin 鏈條前進方向速度：鏈條前進方向速度： 112zcos11Rvx動畫演示見動畫演示見flash5. 速度波動速度波動運動特性2二、鏈傳動的運動不均勻性由上述分析可知，鏈傳動中，鏈條的前進速度和上下抖動速度是周由上述分析可知，鏈傳動中，鏈條的前進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，多邊形期性變化的，鏈輪的節(jié)距越大，齒數(shù)越少，鏈速的變化就越大，多邊形效應(yīng)越顯著。效應(yīng)越顯著。因為

19、從動鏈輪的角速度為：因為從動鏈輪的角速度為：coscoscos21122RRRvx所以鏈傳動瞬時傳動比為：所以鏈傳動瞬時傳動比為：coscos1221RRi 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。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，故稱為鏈傳動的了正多邊形這一特點所造成的，故稱為鏈傳動的多邊形

20、效應(yīng)多邊形效應(yīng)。鏈傳動瞬時傳動比為：鏈傳動瞬時傳動比為：coscos1221RRi布置張緊和潤布置張緊和潤滑滑1鏈傳動的布置、張緊和潤滑鏈傳動的布置、張緊和潤滑一、鏈傳動的布置一、鏈傳動的布置鏈傳動一般應(yīng)布置在鉛垂面內(nèi)，盡可能避免布置在水平或傾斜平面內(nèi)。鏈傳動一般應(yīng)布置在鉛垂面內(nèi)，盡可能避免布置在水平或傾斜平面內(nèi)。鏈傳動的緊邊在上方或在下方都可以，但在上方好一些鏈傳動的緊邊在上方或在下方都可以，但在上方好一些 。應(yīng)盡量保持鏈傳動的兩個鏈輪共面，否則工作中容易脫鏈應(yīng)盡量保持鏈傳動的兩個鏈輪共面，否則工作中容易脫鏈 。二、鏈傳動的張緊二、鏈傳動的張緊鏈傳動張緊的目的，主要是為了避免在鏈條的垂度過大

21、時產(chǎn)生嚙合不鏈傳動張緊的目的，主要是為了避免在鏈條的垂度過大時產(chǎn)生嚙合不良和鏈條的振動現(xiàn)象；同時也為了增加鏈條與鏈輪的嚙合包角。良和鏈條的振動現(xiàn)象；同時也為了增加鏈條與鏈輪的嚙合包角。彈簧力張緊彈簧力張緊砝碼張緊砝碼張緊定期調(diào)整張緊定期調(diào)整張緊 第十章 齒輪傳動10-1 齒輪傳動概述10-2 齒輪傳動的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則10-3 齒輪的材料及其選擇原則10-4 齒輪傳動的計算載荷10-5 標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動的強度計算10-6 齒輪傳動設(shè)計參數(shù)、許用應(yīng)力與精度選擇10-7 標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算10-8 標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動的強度計算10-9 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計10-10 齒輪傳動的潤滑齒輪傳動

22、的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則齒輪傳動的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則10-2 齒輪傳動的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則齒輪傳動的失效形式及設(shè)計準(zhǔn)則一、齒輪的主要失效形式一、齒輪的主要失效形式輪齒折斷輪齒折斷齒面磨損齒面磨損齒面點蝕齒面點蝕齒面膠合齒面膠合塑性變形塑性變形二、齒輪的設(shè)計準(zhǔn)則二、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：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度，以免發(fā)生齒根折斷。保證足夠的齒根彎曲疲勞強度，以免發(fā)生齒根折斷。 保證足夠的齒面接觸疲勞強度，以免發(fā)生齒面點蝕。保證足夠的齒面接觸疲勞強度，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

23、準(zhǔn)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)則進行設(shè)計。則進行設(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度為主。由實踐得知：閉式軟齒面齒輪傳動，以保證齒面接觸疲勞強度為主。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：失效形式有：由于齒輪其它部分（齒圈、輪輻、輪轂等）通常是經(jīng)驗設(shè)計的，其尺寸對由于齒輪其它部分（齒圈、輪輻、輪轂等）通常是經(jīng)驗設(shè)計的，其尺寸對于

24、強度和剛度而言均較富裕，實踐中也極少失效。于強度和剛度而言均較富裕，實踐中也極少失效。 齒輪傳動的計算載荷齒輪傳動的計算載荷10-4 齒輪傳動的計算載荷齒輪傳動的計算載荷齒輪傳動強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齒輪傳動強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：的載荷，即：F Fn n 為輪齒所受的公稱法向載荷。為輪齒所受的公稱法向載荷。實際傳動中由于原動機、工作機性能實際傳動中由于原動機、工作機性能的影響以及制造誤差的影響，載荷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。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

25、荷為：接觸線單位長度上的最大載荷為：LKFKppncaK為載荷系數(shù)，其值為：為載荷系數(shù)，其值為：KKA Kv K KLFpn式中：式中：KA 使用系數(shù)使用系數(shù)Kv 動載系數(shù)動載系數(shù)K齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)K齒向載荷分布系數(shù)齒向載荷分布系數(shù) 直齒圓柱齒輪強度計算直齒圓柱齒輪強度計算110-5 標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪強度計算標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪強度計算一、輪齒的受力分析一、輪齒的受力分析11t2dTF tantrFF costnFF 以節(jié)點以節(jié)點 P 處的嚙合力為分析對象，并不計處的嚙合力為分析對象，并不計嚙合輪齒間的摩擦力，可得：嚙合輪齒間的摩擦力，可得： 各力關(guān)系：各力關(guān)系：21ttFF21r

26、rFF各力方向：各力方向：Ft1與主動輪回轉(zhuǎn)方向相反與主動輪回轉(zhuǎn)方向相反Ft2與從動輪回轉(zhuǎn)方向相同與從動輪回轉(zhuǎn)方向相同F(xiàn)r1 、Fr2分別指向各自齒輪的輪心分別指向各自齒輪的輪心直齒圓柱齒輪強度計算直齒圓柱齒輪強度計算2二、齒根彎曲疲勞強度計算二、齒根彎曲疲勞強度計算中等精度齒輪傳動的彎曲疲勞強度計算的力學(xué)模型如下圖所示。中等精度齒輪傳動的彎曲疲勞強度計算的力學(xué)模型如下圖所示。單位齒寬單位齒寬的的輪齒在齒頂嚙合時受載情況。輪齒在齒頂嚙合時受載情況。相當(dāng)于懸臂梁，齒根部分彎曲應(yīng)力最大。相當(dāng)于懸臂梁，齒根部分彎曲應(yīng)力最大。根據(jù)該力學(xué)模型可得齒根理論彎曲應(yīng)力根據(jù)該力學(xué)模型可得齒根理論彎曲應(yīng)力bmYK

27、FFatF0s計入齒根應(yīng)力校正系數(shù)計入齒根應(yīng)力校正系數(shù)Y Ysasa后，強度條件式為：后，強度條件式為： FsaFatFssbmYYKF引入齒寬系數(shù)后引入齒寬系數(shù)后 ，可得設(shè)計公式：，可得設(shè)計公式： 1dbd32FsaFa21d1sYYZKTmY YFaFa為齒形系數(shù)，是僅與齒形有關(guān)而與模數(shù)為齒形系數(shù)，是僅與齒形有關(guān)而與模數(shù)mm無關(guān)無關(guān)的系數(shù)，其值可根據(jù)齒數(shù)查表的系數(shù)，其值可根據(jù)齒數(shù)查表10-5 10-5 獲得（獲得（見見flash3flash3）。）。Y YFaFa與與Y Ysasa表表見見flash3flash3三、齒面接觸疲勞強度計算三、齒面接觸疲勞強度計算 齒面接觸疲勞強度的校核式：齒

28、面接觸疲勞強度的校核式： 1HHE1tHssZZuubdKFZH 區(qū)域系數(shù)區(qū)域系數(shù)5 . 220cossin2HHZZ齒面接觸疲勞強度的設(shè)計齒面接觸疲勞強度的設(shè)計式：式：23HEHd11)(12sZZuuKTd齒輪傳動的設(shè)計參數(shù)齒輪傳動的設(shè)計參數(shù)3四、齒輪傳動的強度計算說明四、齒輪傳動的強度計算說明 q 接觸強度計算中，因兩對齒輪的接觸強度計算中，因兩對齒輪的H1= H2 ，故按此強度準(zhǔn)則設(shè)計齒輪，故按此強度準(zhǔn)則設(shè)計齒輪 傳動時，公式中應(yīng)代傳動時，公式中應(yīng)代H 1和和H 2中較小者。中較小者。 q 用設(shè)計公式初步計算齒輪分度圓直徑用設(shè)計公式初步計算齒輪分度圓直徑d1(或模數(shù)或模數(shù)mn)時，因載

29、荷系數(shù)中的時，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)不能預(yù)先確定，故可先試選一載荷系數(shù)Kt。算出。算出d1t(或或 mnt）后，用后，用d1t再查取再查取KV、K、K從而計算從而計算Kt 。若。若K與與Kt接近，則不必修改原接近，則不必修改原設(shè)計。否則，按下式修正原設(shè)計。設(shè)計。否則，按下式修正原設(shè)計。q 彎曲強度計算中，因大、小齒輪的彎曲強度計算中，因大、小齒輪的F 、YFa、YSa 值不同，故按此強度值不同，故按此強度準(zhǔn)則設(shè)計齒輪傳動時，公式中應(yīng)代準(zhǔn)則設(shè)計齒輪傳動時，公式中應(yīng)代 和和 中較小者。中較小者。 Fa2Fa22FYYsSa1Fa11FYYs3tt 11KKd

30、d 3tntnKKmm 10-7 標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪強度計算標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪強度計算標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪強度計算標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪強度計算1 1一、輪齒的受力分析一、輪齒的受力分析11t2dTF cos2cos11tdTFFcostan2tan1n1nrdTFF11tatan2tandTFFcoscos2cosn11nndTFF由于由于Fatan ，為了不使軸承承受的軸向力，為了不使軸承承受的軸向力過大，螺旋角過大，螺旋角 不宜選得過大，常在不宜選得過大，常在 =820之之間選擇。間選擇。21各力關(guān)系：各力關(guān)系：21ttFF21rrFF各力方向：各力方向：Ft、Fr與直齒輪相同與直齒輪相同F(xiàn)a 決定于

31、齒輪的轉(zhuǎn)向和輪齒的旋向決定于齒輪的轉(zhuǎn)向和輪齒的旋向 21aaFFn2n1Fr2Fr1Ft1Ft2n1n2Fa2Fa1用用“主動輪左、右手定則主動輪左、右手定則”判斷判斷錐齒輪傳動的強度計算錐齒輪傳動的強度計算1對軸交角為對軸交角為90的直齒錐齒輪傳動：的直齒錐齒輪傳動： 10-8 標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動的強度計算標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動的強度計算一、設(shè)計參數(shù)一、設(shè)計參數(shù)直齒錐齒輪傳動是以大端參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值，直齒錐齒輪傳動是以大端參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值，強度計算時，是以錐齒輪齒寬中強度計算時，是以錐齒輪齒寬中點處的當(dāng)量齒輪作為計算時的依據(jù)。點處的當(dāng)量齒輪作為計算時的依據(jù)。直齒錐齒輪傳動的幾何參數(shù)直齒錐齒輪傳動的幾何參數(shù)211

32、212tancotddzzu2122212221udddRRbRbRdddd5 . 015 . 022m11m)5 . 01 ()5 . 01 (RmRmmmdd以及則有：令令 R=b/R為錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)，設(shè)計中常取為錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)，設(shè)計中常取 R =0.250.35。 錐齒輪傳動的強度計算錐齒輪傳動的強度計算2二、輪齒的受力分析二、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)。點處的法面截面內(nèi)。Fn可分解為圓周力可分解為圓周力Ft，徑向力，徑向力Fr和軸向力和軸向力

33、Fa三個分力。三個分力。 各分力計算公式：各分力計算公式： 2a11m111costan2cosFdTFFr2r11m111sintan2sinFdTFFa1m1t2dTF cos2cos1m1tndTFF標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動的強度計算標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪傳動的強度計算tan2tan1m1tdTFF軸向力軸向力Fa的方向總是由錐齒輪的小端指向大端。的方向總是由錐齒輪的小端指向大端。 111coszzv222coszzv直齒圓錐齒輪的背錐及當(dāng)量齒數(shù)直齒圓錐齒輪的背錐及當(dāng)量齒數(shù)111coszzv222coszzv第十一章第十一章 蝸桿傳動蝸桿傳動普通蝸桿傳動的參數(shù)與普通蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸尺寸1 111-2 普通

34、蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸普通蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸一、模數(shù)一、模數(shù)m和壓力角和壓力角 蝸桿與蝸輪嚙合時，蝸桿的蝸桿與蝸輪嚙合時，蝸桿的軸面模數(shù)、壓力角應(yīng)與蝸輪的端面模數(shù)、軸面模數(shù)、壓力角應(yīng)與蝸輪的端面模數(shù)、壓力角相等，即壓力角相等，即 ma1= mt2 = m a1= t2蝸桿蝸輪旋向相同蝸桿蝸輪旋向相同，1=2 通過蝸桿軸線并垂直于蝸輪軸線的平通過蝸桿軸線并垂直于蝸輪軸線的平面，稱為中間平面。（相當(dāng)于漸開線齒輪面，稱為中間平面。（相當(dāng)于漸開線齒輪與直齒條的嚙合）與直齒條的嚙合）、蝸桿的分度圓直徑、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加工而成的，為了限制由于蝸輪是用與蝸桿尺寸相同

35、的蝸輪滾刀加工而成的，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)蝸桿分度圓直徑直徑d1。直徑。直徑d1與模數(shù)與模數(shù)m的比值的比值(q= d1 m)稱為蝸桿的直徑系數(shù)。稱為蝸桿的直徑系數(shù)。四、蝸桿的頭數(shù)四、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)取為常蝸桿頭數(shù)取為1、2、4、6。 (蝸

36、桿頭數(shù)與傳動效率關(guān)系蝸桿頭數(shù)與傳動效率關(guān)系)詳細內(nèi)容見詳細內(nèi)容見flash1二、導(dǎo)程角二、導(dǎo)程角 1111tandmzdmzz1 蝸輪蝸桿螺旋線方向蝸輪蝸桿螺旋線方向相同，且相同，且 1 2d1(分度圓周長)mz1mtgZmd11三三普通蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸普通蝸桿傳動的參數(shù)與尺寸2 2五、傳動比五、傳動比 i六、蝸輪齒數(shù)六、蝸輪齒數(shù)z21221zznni蝸輪齒數(shù)主要取決于傳動比，即蝸輪齒數(shù)主要取決于傳動比，即z2= i z1 。 z2不宜太?。ㄈ绮灰颂。ㄈ鐉226)，否則將使傳動平穩(wěn)性變差。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，蝸輪直也不宜太大，否則在模數(shù)一定時，蝸輪

37、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。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。 （Z1與與Z2的的薦用值表薦用值表）見）見flash2七、中心距七、中心距mzqdda)(21)(2122112dd 普通蝸桿傳動的承載能力計算普通蝸桿傳動的承載能力計算1 111-3普通蝸桿傳動的承載能力計算普通蝸桿傳動的承載能力計算一、蝸桿傳動的失效形式一、蝸桿傳動的失效形式 蝸桿傳動的主要問題是摩擦磨損嚴重，這是設(shè)計中要解決的主要問題。蝸桿傳動的主要問題是摩擦磨損嚴重，這是設(shè)計中要解決的主要問題。 蝸輪齒面膠合、磨損和點蝕、蝸桿剛度不足是主要的失效形式。蝸輪齒面

38、膠合、磨損和點蝕、蝸桿剛度不足是主要的失效形式。二、蝸桿傳動的常用材料二、蝸桿傳動的常用材料 為了減摩，通常蝸桿用鋼材，蝸輪用有色金屬（銅合金、鋁合金）。為了減摩，通常蝸桿用鋼材，蝸輪用有色金屬（銅合金、鋁合金）。 高速重載的蝸桿常用高速重載的蝸桿常用15Cr、20Cr滲碳淬火，或滲碳淬火，或45鋼、鋼、40Cr淬火。淬火。 低速中輕載的蝸桿可用低速中輕載的蝸桿可用45鋼調(diào)質(zhì)。鋼調(diào)質(zhì)。 蝸輪常用材料有：鑄造錫青銅、鑄造鋁青銅、灰鑄鐵等。蝸輪常用材料有：鑄造錫青銅、鑄造鋁青銅、灰鑄鐵等。 由于材料和結(jié)構(gòu)上的原因，蝸桿的輪齒強度總高于蝸輪的輪由于材料和結(jié)構(gòu)上的原因，蝸桿的輪齒強度總高于蝸輪的輪齒強

39、度，故蝸輪輪齒首先失效。所以只對蝸輪輪齒進行強度計算。齒強度，故蝸輪輪齒首先失效。所以只對蝸輪輪齒進行強度計算。第十三章 滾動軸承13-1 概述13-2 滾動軸承的主要類型和代號13-3 滾動軸承的類型選擇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13-7 滾動軸承與滑動軸承性能對照13-8 滾動軸承例題分析類型和代號類型和代號4 4 內(nèi)徑代號：內(nèi)徑代號內(nèi)徑代號：內(nèi)徑代號5= =內(nèi)徑，如：內(nèi)徑，如：08表示軸承內(nèi)徑表示軸承內(nèi)徑d=508=40mm。 類型代號：常用軸承代號為類型代號：常用軸承代號為3、5、6、7、N五類，詳細代號查閱五類，詳細代號查閱類型代

40、號表類型代號表。內(nèi)徑內(nèi)徑 d10121517代代 號號00010203特殊情況：特殊情況： 尺寸系列代號：表達相同內(nèi)徑但外徑和寬度不同的軸承。尺寸系列代號：表達相同內(nèi)徑但外徑和寬度不同的軸承。但對圓錐滾子軸承但對圓錐滾子軸承(3類類)和調(diào)心滾子軸承和調(diào)心滾子軸承(2類類)不能省略不能省略“0”。直徑系列代號：特輕直徑系列代號：特輕(0、1)、輕、輕(2)、中、中(3)、重、重(4)。寬度系列代號：一般正常寬度為寬度系列代號：一般正常寬度為“0”，通常不標(biāo)注。，通常不標(biāo)注。 1、基本代號、基本代號滾動軸承尺寸的選擇滾動軸承尺寸的選擇2 2一、滾動軸承的失效形式一、滾動軸承的失效形式套圈和滾動體表

41、面的疲勞點蝕是滾動軸承最基本和常見的失效形式，套圈和滾動體表面的疲勞點蝕是滾動軸承最基本和常見的失效形式，是作為滾動軸承壽命計算的依據(jù)。是作為滾動軸承壽命計算的依據(jù)。點蝕點蝕膠合膠合斷裂斷裂u 轉(zhuǎn)速較高而潤滑油不足時引起軸承燒傷；轉(zhuǎn)速較高而潤滑油不足時引起軸承燒傷；u 潤滑油不清潔而使?jié)L動體和滾道過度磨損；潤滑油不清潔而使?jié)L動體和滾道過度磨損；u 裝配不當(dāng)而使軸承卡死、脹破內(nèi)圈、擠碎內(nèi)外圈和保持架等。裝配不當(dāng)而使軸承卡死、脹破內(nèi)圈、擠碎內(nèi)外圈和保持架等。滾動軸承在運轉(zhuǎn)時可能出現(xiàn)各種類型的失效，下列為常見的失效形式：滾動軸承在運轉(zhuǎn)時可能出現(xiàn)各種類型的失效，下列為常見的失效形式：磨損磨損除了點蝕以

42、外，軸承還可能發(fā)生其它多種的失效形式。例如：除了點蝕以外，軸承還可能發(fā)生其它多種的失效形式。例如：這些失效形式可以通過加強裝配過程管理等措施來克服。這些失效形式可以通過加強裝配過程管理等措施來克服。更多的失效更多的失效 13-5 滾動軸承尺寸的選擇滾動軸承尺寸的選擇滾動軸承尺寸的選擇滾動軸承尺寸的選擇3 3二、滾動軸承的壽命計算二、滾動軸承的壽命計算滾動軸承的壽命是指軸承的滾動體或套圈首次出現(xiàn)點蝕滾動軸承的壽命是指軸承的滾動體或套圈首次出現(xiàn)點蝕破壞之前，軸承的轉(zhuǎn)數(shù)或相應(yīng)的運轉(zhuǎn)小時數(shù)。破壞之前，軸承的轉(zhuǎn)數(shù)或相應(yīng)的運轉(zhuǎn)小時數(shù)。滾動軸承的壽命的離散性相當(dāng)大滾動軸承的壽命的離散性相當(dāng)大（見右圖滾動軸承

43、的壽命分布曲線）。（見右圖滾動軸承的壽命分布曲線）。u 基本額定壽命：具有基本額定壽命：具有90可靠度時可靠度時軸承的壽命，即一組軸承中軸承的壽命，即一組軸承中10%10%的的軸承發(fā)生點蝕，而軸承發(fā)生點蝕，而90%90%的的軸承不發(fā)軸承不發(fā)生點蝕時軸承的轉(zhuǎn)數(shù)（生點蝕時軸承的轉(zhuǎn)數(shù)（以以106轉(zhuǎn)為單轉(zhuǎn)為單位）位）或工作小時數(shù)，或工作小時數(shù)，用用L10表示。表示。u 基本額定動載荷：使軸承的基本額基本額定動載荷：使軸承的基本額定壽命恰好為定壽命恰好為106轉(zhuǎn)時，軸承所能承受轉(zhuǎn)時，軸承所能承受的載荷值，用字母的載荷值，用字母C C表示。表示。10090 80 70 60 50 40 30 20 10 0151020未失效軸承數(shù)量%軸承的壽命軸承的壽命/（106r） 基本額定壽命與所受載荷大小有關(guān)，基本額定壽命與所受載荷大小有關(guān)，載荷越大，壽命越短。載荷越大，壽命越短。u 基本額定壽命計算式基本額定壽命計算式。為軸承的工作轉(zhuǎn)速載荷；為軸承所承受的當(dāng)量動（滾子軸承）；（球軸承）；其中：min)/(3103rnP)10(610rPCL)(60106hPCnLh或如果載荷如果載荷P和轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)速n已知，已知，預(yù)期計算壽命預(yù)期計算壽命Lh已取定，則已取定