機械設(shè)計期末總復(fù)習第一頁，共115頁。一般機械設(shè)備原動機：機械設(shè)備完成其工作任務(wù)的動力來源；傳動裝置：將原動機的運動和動力傳遞給工作機的裝置；控制裝置：根據(jù)機械系統(tǒng)的不同工況對原動機、傳動裝置和工作機實施控制的裝置；工作機：完成生產(chǎn)任務(wù)的執(zhí)行裝置；輔助裝置：機架、潤滑、照明、排污、通風等機械零件——機械制造過程中不可分拆的最小單元；機械部件——機械制造過程中為完成同一目的而由若干協(xié)同

工作的零件組合在一起的組合體。1.1機械的組成第二頁，共115頁。名義載荷——根據(jù)原動機或工作機的額定功率計算出的作用于機械零件上的載荷，或稱為額定載荷計算載荷——考慮到載荷不均勻性和其他影響因素的情況下，在名義載荷的基礎(chǔ)上乘上載荷系數(shù)K，靜載荷——不隨時間變化或緩慢變化的載荷動載荷——隨時間作周期性變化或非周期性變化的載荷Fca=KFFFca靜應(yīng)力——大小和方向不隨時間變化或變化緩慢的應(yīng)力；變應(yīng)力——大小和方向隨時間變化的應(yīng)力零件在靜應(yīng)力作用下可能發(fā)生斷裂或塑形變形；零件在變應(yīng)力作用下可能發(fā)生疲勞破壞；2.2載荷和應(yīng)力第三頁，共115頁。變應(yīng)力又分為循環(huán)變應(yīng)力和非循環(huán)變應(yīng)力2.2載荷和應(yīng)力變循環(huán)應(yīng)力有5個基本參數(shù)：最大應(yīng)力、最小應(yīng)力、平均應(yīng)力、應(yīng)力幅和循環(huán)特征，其中只有2個為獨立參數(shù)，其中循環(huán)特征r是重要指標。第四頁，共115頁。根據(jù)循環(huán)特征r可分為：對稱循環(huán)變應(yīng)力、脈動循環(huán)變應(yīng)力和非對稱循環(huán)變應(yīng)力。2.2載荷和應(yīng)力第五頁，共115頁。2.2載荷和應(yīng)力工作應(yīng)力——根據(jù)計算載荷，按照材料力學(xué)的基本公式求出的、作用于機械零件剖面上的應(yīng)力計算應(yīng)力——當零件危險剖面上呈復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)時，按照某一強度理論求出、與單向拉伸時有同等破壞作用的應(yīng)力極限應(yīng)力——按照強度準則設(shè)計機械零件時，根據(jù)材料性質(zhì)及應(yīng)力種類而采用材料的某個應(yīng)力極限值疲勞極限的主要影響因素：（1）應(yīng)力集中；（2）絕對尺寸；（3）表面狀態(tài)許用應(yīng)力——設(shè)計零件時計算應(yīng)力允許打到的最大值，是極限應(yīng)力和許用安全系數(shù)的比值，用[σ]和[τ]表示。第六頁，共115頁。接觸應(yīng)力當兩物體在壓力下接觸時，若兩接觸面（或其中一個）為曲面，那么在接觸處的表層產(chǎn)生很大的局部應(yīng)力，即接觸應(yīng)力。高副接觸中都存在接觸應(yīng)力，通常采用赫茲接觸理論來計算。2.2載荷和應(yīng)力第七頁，共115頁。機械零部件的主要內(nèi)容原理特點，受力失效設(shè)計準則，材料選擇強度計算，參數(shù)選擇結(jié)構(gòu)設(shè)計第八頁，共115頁。5.1螺紋的主要參數(shù)d--螺紋大徑公稱直徑d1-螺紋小徑校核直徑d2--螺紋中徑基準直徑p--螺距相鄰兩牙n--線數(shù)螺旋線數(shù)S--導(dǎo)程同一螺旋線φ--螺紋升角

—牙型角

--牙側(cè)角旋向第五章螺紋連接和螺紋傳動第九頁，共115頁。5.1螺紋副的自鎖條件第五章螺紋連接和螺紋傳動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

齒形螺紋、管螺紋按母體形狀：圓柱螺紋、圓錐螺紋第十頁，共115頁。細牙螺紋與粗牙螺紋的比較粗牙：常用細牙的缺點：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、薄壁零件上及微調(diào)裝置中細牙的優(yōu)點：螺桿強度較高，自鎖性能更好第五章螺紋連接和螺紋傳動第十一頁，共115頁。螺紋連接基本類型普通螺栓連接鉸制孔螺栓連接1、螺栓連接12第十二頁，共115頁。螺紋連接基本類型2、螺釘連接13第十三頁，共115頁。螺紋連接基本類型3、雙頭螺柱連接14第十四頁，共115頁。螺紋連接基本類型4、緊定螺釘連接第十五頁，共115頁。預(yù)緊的目的：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，增強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?？刂祁A(yù)緊力的原則：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σs

的80%。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。擰緊螺母時，擰緊力矩需要克服兩個力：1、螺紋副的摩擦力矩T12、螺母與支承面間的摩擦力矩T2故擰緊力矩T：

T=T1+T25.3螺紋連接的預(yù)緊第十六頁，共115頁。5.4螺紋連接的防松當螺紋連接承受沖擊、振動或變載荷下或溫度變化大的情況下，螺紋副中的正壓力就會發(fā)生變化，在某一瞬間可能消失，導(dǎo)致摩擦力為零，這樣螺紋連接就會出現(xiàn)相對滑動，如此反復(fù)多次就使螺紋逐漸松脫，甚至脫落。防松雙螺母彈簧墊圈鎖緊螺母開口銷與六角開槽螺母止動墊圈串聯(lián)鋼絲第十七頁，共115頁。5.5單個螺栓連接的強度計算松連接：螺栓連接在承受工作載荷之前不擰緊螺母僅承受軸

向載荷緊連接：螺栓連接在承受工作載荷之前必須擰緊螺母，即預(yù)緊可承受橫向和軸向載荷松連接的強度條件MPa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)緊力目的：承受橫向工作載荷時，防止摩擦力不足而相對運動承受軸向工作載荷時，防止被連接件之間出現(xiàn)間隙第十八頁，共115頁。受橫向工作載荷的緊螺紋連接:普通螺紋連接F′F′FsFs預(yù)緊力摩擦力矩螺栓截面上的拉應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：在拉應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的復(fù)合作用下，由第四強度理論可得螺栓的當量應(yīng)力:第十九頁，共115頁。受橫向工作載荷的緊螺紋連接：鉸制孔用螺紋連接螺栓桿的剪切強度條件為:螺栓與孔壁的擠壓強度條件為：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FsFshminds第二十頁，共115頁。

受軸向工作載荷的緊螺栓連接：變形協(xié)調(diào)條件21第二十一頁，共115頁。校核公式：設(shè)計公式：靜強度計算疲勞強度條件為22第二十二頁，共115頁。5.6螺栓組連接設(shè)計在實際應(yīng)用中，螺栓組連接所受的載荷通常由上述四種受力狀態(tài)的不同組合，故可采用靜力學(xué)分析方法，將各種受力狀態(tài)轉(zhuǎn)化為上述四種基本受力狀態(tài)的某種組合。普通螺栓連接：鉸制孔用螺栓連接：橫向載荷+旋轉(zhuǎn)力矩預(yù)緊力總拉力強度計算橫向載荷+旋轉(zhuǎn)力矩最大工作剪力剪切和擠壓強度計算第二十三頁，共115頁。5.7提高螺栓連接強度的措施一、改善螺紋牙上載荷的分配二、提高疲勞強度的措施減小應(yīng)力幅減小應(yīng)力集中減小螺栓剛度或增大被連接件剛度，都可減小螺栓的應(yīng)力幅為減小螺栓剛度，可適當增大螺栓的長度、減小螺栓桿直徑、或做成空心桿、或在螺母下安裝彈性元件。為增大被連接件的剛度，應(yīng)采用剛性大的墊片；如需密封元件時可用密封環(huán)結(jié)構(gòu)代替密封墊片。第二十四頁，共115頁。

帶傳動的應(yīng)力分析2.由離心力產(chǎn)生的應(yīng)力及其位置1.由緊邊和松邊拉力產(chǎn)生的應(yīng)力及其位置3.由帶彎曲產(chǎn)生的應(yīng)力帶傳動的受力分析7.1-3帶傳動為什么V帶傳動比平帶傳動的傳動能力大?25第二十五頁，共115頁。1）彈性滑動：由于帶的彈性變形而引起的帶與帶輪之間的相對滑動現(xiàn)象稱為彈性滑動。2）彈性滑動會引起下列后果：（1）從動輪的圓周速度總是落后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確；（2）損失一部分能量，降低了傳動效率，會使帶的溫度升高；并引起傳動帶磨損。彈性滑動3）打滑

若傳遞的基本載荷超過最大有效圓周力,帶在帶輪上發(fā)生顯著的相對滑動即打滑,打滑總是在小輪上先開始的。第二十六頁，共115頁。

帶傳動的失效形式和設(shè)計準則帶傳動的失效形式是：打滑和疲勞破壞帶傳動的設(shè)計準則是：

在保證帶工作時不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命27第二十七頁，共115頁。設(shè)計功率Pd選擇帶型號帶輪基準直徑dd1dd2驗算帶速度v中心距a和帶基準長度Ld小輪包角a1V帶根數(shù)z初拉力F0壓軸力Q7.4普通V帶傳動的設(shè)計計算第二十八頁，共115頁。帶的張緊定期張緊裝置自動張緊裝置用帶輪張緊29第二十九頁，共115頁。齒輪傳動特點、失效形式、設(shè)計準則計算載荷（四個系數(shù)）受力分析(轉(zhuǎn)向、旋向、力方向)直齒、斜齒圓柱齒輪的強度計算、各種修正系數(shù)影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30第三十頁，共115頁。主要失效形式：8.2齒輪傳動的失效形式和設(shè)計準則31第三十一頁，共115頁。齒輪傳動的設(shè)計準則?閉式軟齒面齒輪傳動：常因齒面點蝕而失效，故通常先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，然后校核齒根彎曲疲勞強度。?閉式硬齒面齒輪傳動：其齒面接觸承載能力較高，故通常先按齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計，然后校核齒面接觸疲勞強度。?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度進行設(shè)計，并考慮磨損的影響將模數(shù)適當增大。?高速重載齒輪傳動：可能出現(xiàn)齒面膠合，故需校核齒面膠合強度。32第三十二頁，共115頁。載荷系數(shù)8.4齒輪傳動的計算載荷使用系數(shù)KA：考慮由于齒輪嚙合外部因素引起附加動載荷影響的系數(shù)。動載系數(shù)K

：考慮由于齒輪制造精度、運轉(zhuǎn)速度等輪齒內(nèi)部因素引起的附加動載荷影響系數(shù)。齒向載荷分布系數(shù)K

：考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)嘄X應(yīng)力的影響系數(shù)。齒間載荷分配系數(shù)K

：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)。33第三十三頁，共115頁。輪齒受力分析圓周力徑向力法向力力的方向判斷:作用于主、從動輪上的各對力均大小相等，方向相反。Ft

在主動輪上與運動方向相反，在從動輪上與運動方向相同。Fr

的方向與嚙合方式有關(guān)，對于外嚙合，主、從動輪上的徑向力分別指向各自的輪心。34第三十四頁，共115頁。齒面接觸疲勞強度的設(shè)計公式:或兩輪的工作接觸應(yīng)力σH1＝σH2，但許用接觸應(yīng)力不相等，即[σ]H1≠[σ]H2，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)。在設(shè)計和校核計算中，取[σ]H＝min｛[σ]H1，[σ]H2｝。35第三十五頁，共115頁。大小齒輪應(yīng)分別進行彎曲強度校核時設(shè)計模數(shù)時,應(yīng)按下式選擇齒根彎曲疲勞強度的設(shè)計公式36第三十六頁，共115頁。斜齒輪傳動的受力分析標準斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算37第三十七頁，共115頁。齒輪傳動主要參數(shù)的選擇1、模數(shù)m和齒數(shù)Z12、齒寬系數(shù)

d、a3、分度圓壓力角

4、齒數(shù)比u

5、螺旋角

38第三十八頁，共115頁。9蝸桿傳動蝸桿傳動特點類型失效形式、設(shè)計準則受力分析（轉(zhuǎn)向、旋向、力的方向）效率結(jié)構(gòu)39第三十九頁，共115頁。普通圓柱蝸桿傳動中間平面上的參數(shù)作為設(shè)計基準蝸桿傳動的正確嚙合條件旋向相同40第四十頁，共115頁。由于切削蝸輪的滾刀直徑和齒形參數(shù)（模數(shù)、壓力角、導(dǎo)程角等）必須與相應(yīng)的蝸桿相同，使得只要有一種蝸桿，就需要一把與之對應(yīng)的蝸輪滾刀。同一模數(shù)，可以有很多不同直徑的蝸桿，就需要對每一個模數(shù)都要配備很多把磨輪滾刀。為了限制滾刀的數(shù)目，國家標準對每一標準模數(shù)規(guī)定了一定數(shù)目的標準蝸桿分度圓直徑d1。蝸桿傳動的失效形式和設(shè)計準則失效形式：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。設(shè)計準則：通常按齒面（蝸輪）接觸疲勞強度條件計算蝸桿傳動的承載能力。在選擇許用應(yīng)力時，要適當考慮膠合和磨損失效因素的影響。對閉式傳動進行熱平衡計算，必要時對蝸桿強度和剛度進行計算。為什么蝸桿傳動的標準參數(shù)是m2d1？第四十一頁，共115頁。力的方向：確定圓周力Ft及徑向力Fr的方向的方法同外嚙合圓柱齒輪傳動，而軸向力Fa的方向則可根據(jù)相應(yīng)的圓周力Ft的方向來判定，即Fa1與Ft2方向相反，F(xiàn)t1與Fa2的方向相反。也可按照主動件左右手定則來判斷。42第四十二頁，共115頁。第四十三頁，共115頁。1）B＜300MPa，錫青銅時，材料本身抗膠合能力強，多發(fā)生點蝕失效，許用應(yīng)力的選擇主要與循環(huán)次數(shù)有關(guān)2）B≥300MPa，鋁鐵青銅或鑄鐵時，材料本身抗點蝕能力強，多發(fā)生膠合失效，進行齒面接觸疲勞強度計算是條件性的，通過限制齒面接觸應(yīng)力大小來防止發(fā)生膠合。許用接觸應(yīng)力選擇與滑動速度和材料有關(guān)，而與循環(huán)次數(shù)無關(guān)。9.4蝸桿傳動的強度計算蝸輪齒面接觸疲勞強度計算的校核公式為：，MPa第四十四頁，共115頁。蝸桿傳動的效率式中：

1—嚙合效率

2

3—分別為軸承效率和攪油效率一般取

2

3=0.95~0.96改善閉式蝸桿傳動散熱的常用措施有:1、增加散熱片,以增大散熱面積；2、在蝸桿軸上裝置風扇,以提高散熱系數(shù)；3、在箱體油池內(nèi)裝設(shè)蛇行冷卻水管;4、壓力噴油循環(huán)潤滑45第四十五頁，共115頁。10軸及軸轂連接軸的分類轉(zhuǎn)軸心軸傳動軸轉(zhuǎn)動心軸固定心軸按載荷分轉(zhuǎn)軸的一般設(shè)計步驟三步：（1）初定軸徑；（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；（3）強度計算，做出彎矩、扭矩圖，校核危險截面強度。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46第四十六頁，共115頁。第六章軸轂聯(lián)接第四十七頁，共115頁。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48第四十八頁，共115頁。滾動軸承代號49第四十九頁，共115頁。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第五十頁，共115頁。例如:7210C7210C/P5/DF/P5/DF軸承類型為角接觸球軸承尺寸類型代號,其中寬度類型代號為0,窄系列,省略不寫,直徑系列代號為2,輕系列軸承內(nèi)徑空一個字符公稱接觸角軸承精度等級為5級面對面配置51第五十一頁，共115頁。（1）當載荷較大或有沖擊載荷時，宜用滾子軸承；當載荷較小時，宜用球軸承。（2）當只受徑向載荷時，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。當只受軸向載荷時，一般應(yīng)用推力軸承，而當轉(zhuǎn)速很高時，可用角接觸球軸承或深溝球軸承。當徑向和軸向載荷都較大時，應(yīng)采用角接觸軸承。軸承選型第五十二頁，共115頁。（4）當要求支承具有較大剛度時，應(yīng)用滾子軸承。（5）當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）當轉(zhuǎn)速較高時，宜用球軸承；當轉(zhuǎn)速較低時，可用滾子軸承，也可用球軸承。第五十三頁，共115頁。滾動軸承的失效形式1.疲勞點蝕2.塑性變形3.磨粒磨損4.膠合滾動軸承的計算準則壽命計算：對于轉(zhuǎn)動的滾動軸承，疲勞點蝕是其主要失效形式，因而主要是進行壽命計算，必要時再作靜強度校核。靜強度計算：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，因而主要是進行靜強度計算。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式，因而除進行壽命計算外還應(yīng)該校核極限轉(zhuǎn)速。54第五十四頁，共115頁。滾動軸承的壽命計算基本額定動負荷：軸承工作溫度在以下,基本額定壽命時，軸承所能承受的最大載荷，用C表示?；绢~定壽命：一批相同軸承，在相同條件下運轉(zhuǎn)，90%軸承在疲勞點蝕前轉(zhuǎn)過的總轉(zhuǎn)數(shù)，單位為106r。第五十五頁，共115頁。在當量動載荷P作用下的基本額定壽命為滾動軸承的載荷與壽命之間的關(guān)系:常用小時數(shù)表示基本額定壽命Lh引入溫度系數(shù)fT和載荷系數(shù)fP56第五十六頁，共115頁。當量動載荷

把實際載荷折算為與基本額定動負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載荷作用下的壽命相同，則稱該假想載荷為當量動載荷，用P表示。當量動載荷P的計算式：57第五十七頁，共115頁。角接觸軸承的內(nèi)部軸向力由力的平衡條件得作用在軸承Ⅱ上的軸向載荷為作用在軸承上的軸向載荷只有自身的內(nèi)部軸向力,即58第五十八頁，共115頁。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。第五十九頁，共115頁。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60第六十頁，共115頁。第六十一頁，共115頁。第六十二頁，共115頁。第六十三頁，共115頁。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）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：

1）干摩擦----無潤滑狀態(tài)

2）邊界摩擦——邊界潤滑狀態(tài)

3）流體摩擦——流體潤滑狀態(tài)

4）混合摩擦——混合潤滑狀態(tài)64第六十四頁，共115頁。磨損過程（三階段）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）腐蝕磨損第六十五頁，共115頁。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66第六十六頁，共115頁?；瑒虞S承的分類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:

液體摩擦軸承非液體摩擦軸承液體動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:徑向滑動軸承推力滑動軸承67第六十七頁，共115頁?；瑒虞S承的結(jié)構(gòu)形式1、徑向滑動軸承整體式徑向滑動軸承；剖分式徑向滑動軸承2、推力滑動軸承軸瓦結(jié)構(gòu)單金屬軸瓦：結(jié)構(gòu)簡單，成本低雙金屬軸瓦：節(jié)省貴重金屬軸瓦上的油溝68第六十八頁，共115頁。非液體摩擦徑向滑動軸承的計算1.驗算壓強p

壓強p過大可能使軸瓦產(chǎn)生塑性變形破壞邊界膜2.驗算值值大表明摩擦功大,溫升大,邊界膜易破壞3.驗算速度對于跨度較大的軸，高速易導(dǎo)致偏磨加劇。邊界膜的強度與潤滑油的油性軸瓦的材料摩擦表面的壓力和溫度有關(guān)設(shè)計中：主要限制溫度和壓力69第六十九頁，共115頁。形成流體動壓的條件(1)流體必須流經(jīng)收斂間隙,而且間隙傾角越大則產(chǎn)生的油膜壓力越大；(2)流體必須有足夠的速度；(3)流體必須是粘性流體。流體動壓基本方程（一維雷諾方程）70第七十頁，共115頁。一、徑向滑動軸承的工作過程二、最小油膜厚度必須滿足第七十一頁，共115頁。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72第七十二頁，共115頁。預(yù)祝

考試順利，取得好成績！

73第七十三頁，共115頁。

受力分析例題（1）第七十四頁，共115頁。

受力分析例題（2）第七十五頁，共115頁。

受力分析例題（3）第七十六頁，共115頁。例1

用兩個普通螺栓將軸承座與鑄鐵機架聯(lián)接固定，如圖a)所示。已知軸承所受載荷及中心高。試對該螺栓組進行受力分析，并說明該聯(lián)接可能的失效形式有哪些？第七十七頁，共115頁。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。第七十八頁，共115頁?？赡艿氖问接校孩僮髠?cè)螺栓由于所受載荷較大，可能發(fā)生強度破壞；②在橫向力的作用下，軸承座底板與機架之間可能發(fā)生相對滑動；③右側(cè)(B處)由于軸承座底板與機架之間壓力較大，可能發(fā)生壓潰現(xiàn)象。此外，左側(cè)(C處)軸承座底板與機架之間可能出現(xiàn)縫隙。第七十九頁，共115頁。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？第八十頁，共115頁。第八十一頁，共115頁。解：1)由靜力平衡條件確定每個螺栓的預(yù)緊力顯然，這里，，每個螺栓的預(yù)緊力2)確定螺栓的許用應(yīng)力

由6.8級螺栓已知條件，可知其公稱抗拉強度，屈服點，于是許用應(yīng)力3)確定螺栓的小徑第八十二頁，共115頁。所需螺栓的小徑第八十三頁，共115頁。一支架與機座用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，螺栓材料強度級別為8.8級計算螺栓的軸向工作載荷解：（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，故有第八十四頁，共115頁。聯(lián)立解上述兩式，則得2.計算螺栓的小徑螺栓材料的機械性能級別為8.8級，其最小屈服極限安全系數(shù)故其許用拉伸應(yīng)力而所以第八十五頁，共115頁。

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4第八十六頁，共115頁。1.計算旋轉(zhuǎn)力矩2.計算螺栓所需要的預(yù)緊力由

得3.確定螺栓直徑取M36(d1=31.670mm>28.768mm)第八十七頁，共115頁。例5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)PPxPy第八十八頁，共115頁。1.螺栓組受力分析載荷P可分解為：橫向載荷：(鉛垂向下)軸向載荷：(水平向右)傾覆力矩：

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.第八十九頁，共115頁。

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向載荷的不是預(yù)緊力,而是殘余預(yù)緊力.

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載荷第九十頁，共115頁。

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)緊力托架不下滑的條件式為：①由托架不下滑條件確定預(yù)緊力第九十一頁，共115頁。而

所以

第九十二頁，共115頁。②

由接合面不分離條件計算預(yù)緊力

③

由托架下部不被壓潰條件計算預(yù)緊力

(鋼立柱抗擠壓強度高于鑄鐵托架)

由第九十三頁，共115頁。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

第九十四頁，共115頁。2.計算螺栓的總拉力3.確定螺栓直徑查GB196—1981，取M16（）強度級別為6.6級，得所以

第九十五頁，共115頁。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?shù)拇盅缆菟ù?。普通粗牙螺紋徑向尺寸見表3-1。第九十六頁，共115頁。第九十七頁，共115頁。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。第九十八頁，共115頁。在力的作用下，托板有向下移動的趨勢，每個螺栓所受載荷均等，方向均指向下方。設(shè)由引起每個螺栓的載荷依次為，則在轉(zhuǎn)矩作用下，托板有繞螺栓組形心順時針轉(zhuǎn)動的趨勢，每個螺栓所受載荷的方向即托板在螺栓處轉(zhuǎn)動趨勢的指向。設(shè)由轉(zhuǎn)矩引起的每個螺栓的載荷依次為，則第九十九頁，共115頁。綜合考慮橫向力和轉(zhuǎn)矩兩種載荷的作用，則不難發(fā)現(xiàn)螺栓2、3所受載荷較大，這是由于其載荷之間夾角較小的緣故。顯然，本題中螺栓2、3兩載荷之間的夾角均應(yīng)為。于是，由平行四邊形