1、機械設計期末復習機械設計期末復習題型題型 判斷題 10 x2 = 20 選擇題 10 x2 = 20 填空題 10 x1 = 10 簡答題 5x2 = 10 分析題 10 計算題2道，30分第二章第二章 總論總論2-1 機器的組成機器的組成2-2 設計機器的一般程序設計機器的一般程序2-3 對機器的主要要求對機器的主要要求2-4 機械零件的主要失效形式機械零件的主要失效形式2-5 設計機械零件時應滿足的基本要求設計機械零件時應滿足的基本要求2-6 機械零件的計算準則機械零件的計算準則2-7 機械零件的設計方法機械零件的設計方法2-8 機械零件設計的一般步驟機械零件設計的一般步驟2-9 機械零件

2、材料及其選用機械零件材料及其選用2-10 機械零件設計中的標準化機械零件設計中的標準化3-1 材料的疲勞特性材料的疲勞特性第三章第三章 機械零件的強度機械零件的強度rNrrNKNN0m極限應力：極限應力： r 、 rN壽命系數：壽命系數：mNNNK0工程上通常采用簡易畫法將工程上通常采用簡易畫法將等壽命曲線等壽命曲線以直線來近似替代以直線來近似替代3-2 機械零件的疲勞強度計算機械零件的疲勞強度計算零件的極限應力圖零件的極限應力圖 疲勞安全區疲勞安全區屈服安全區屈服安全區3-4 機械零件的接觸強度機械零件的接觸強度兩圓柱體接觸兩圓柱體接觸線接觸線接觸)11()11(22212121EEBFH第

3、第 四四 章章 摩擦、磨損及潤滑概述摩擦、磨損及潤滑概述 干摩擦狀態：干摩擦狀態： 邊界摩擦邊界摩擦摩擦狀態：摩擦狀態：按摩擦界面間的潤滑劑情況分類按摩擦界面間的潤滑劑情況分類 混合摩擦混合摩擦 流體摩擦流體摩擦油膜油膜4-1 磨擦磨擦 零件的磨損過程大致可分為三個階段。零件的磨損過程大致可分為三個階段。磨合磨損階段穩定磨損階段劇烈磨損階段IIIIIIqt時間t磨損量qO4-2 磨損磨損磨損基本類型磨損基本類型 粘附磨損、磨粒磨損、疲勞磨損、沖蝕磨損、腐蝕磨損、粘附磨損、磨粒磨損、疲勞磨損、沖蝕磨損、腐蝕磨損、微動磨損。微動磨損。4-3 潤滑劑和添加劑和潤滑方法潤滑劑和添加劑和潤滑方法潤滑油的

4、粘度（運動粘度、動力粘度）及牌號潤滑油的粘度（運動粘度、動力粘度）及牌號潤滑油的粘溫特性潤滑油的粘溫特性4-4 流體潤滑原理簡介流體潤滑原理簡介 微動磨損是一種甚為隱蔽的復合磨損，它發生在名義上微動磨損是一種甚為隱蔽的復合磨損，它發生在名義上相對靜止，實際上相對靜止，實際上 存在循環的微幅相對滑動存在循環的微幅相對滑動 的兩個緊密接的兩個緊密接觸表面。舉例如：觸表面。舉例如：軸與孔的過盈配合面、軸與孔的過盈配合面、滾動軸承外圈的配滾動軸承外圈的配合面等。合面等。1、普通螺紋：、普通螺紋：a a=60，一般用粗牙，一般用粗牙 2、 矩形螺紋矩形螺紋 3、梯形螺紋、梯形螺紋4、鋸齒形螺紋、鋸齒形螺

5、紋5、圓柱管螺紋、圓柱管螺紋 6、圓錐螺紋、圓錐螺紋 第五章第五章 螺紋連接和螺旋傳動螺紋連接和螺旋傳動5-1 螺紋螺紋 一、螺紋的類型和應用一、螺紋的類型和應用、外徑（大徑）、外徑（大徑）d 在標準中稱在標準中稱公稱直徑。公稱直徑。、內徑（小徑）、內徑（小徑）d1 在強度計算中，作為危險截面的計在強度計算中，作為危險截面的計算直徑）。算直徑）。二、螺紋的主要參數二、螺紋的主要參數 、中徑、中徑d2 、螺距、螺距P、導程、導程S、線數、線數n S = n P 5-2 螺紋連接的基本類型及標準連接件螺紋連接的基本類型及標準連接件一、螺紋連接的基本類型一、螺紋連接的基本類型1、螺栓連接、螺栓連接

6、2、 雙頭螺柱連接雙頭螺柱連接 3、螺釘連接、螺釘連接4、緊定螺釘連接、緊定螺釘連接 應用場合？應用場合？螺紋連接在裝配時必須預先擰緊，稱為螺紋連接在裝配時必須預先擰緊，稱為緊連接緊連接。5-3 螺紋連接的預緊螺紋連接的預緊 5-4 螺紋連接的防松螺紋連接的防松防松的方法很多，就其工作原理，可分為三類：防松的方法很多，就其工作原理，可分為三類： 摩擦防松摩擦防松 、 機械防松機械防松 、破壞螺紋副關系的、破壞螺紋副關系的永久防松永久防松。螺紋連接防松的實質是螺紋連接防松的實質是防止螺紋副的相對轉動防止螺紋副的相對轉動。 5-5 螺栓組連接的設計螺栓組連接的設計 一、螺栓組連接的結構設計一、螺栓

7、組連接的結構設計 、連接接合面的幾何形狀常設計成、連接接合面的幾何形狀常設計成軸對稱的簡單幾何形狀軸對稱的簡單幾何形狀。 當螺栓連接承受彎矩和扭矩時，應使螺栓的位置靠近連接當螺栓連接承受彎矩和扭矩時，應使螺栓的位置靠近連接 接合面的邊緣，以減少螺栓的受力。接合面的邊緣，以減少螺栓的受力。、 螺栓的布置應使各螺栓的受力合理。螺栓的布置應使各螺栓的受力合理。 受受力力合合理理 受受力力不不合合理理 鉸制孔螺栓，在鉸制孔螺栓，在平行于平行于載荷方向不要成排載荷方向不要成排地地布置布置8個以上的個以上的 螺栓，螺栓，以免載荷分布過于不均。以免載荷分布過于不均。 、 螺栓的排列應有合理的間距和邊距。螺栓

8、的排列應有合理的間距和邊距。 布置螺栓時，各螺栓軸線間及螺栓軸線和機體壁間的最小布置螺栓時，各螺栓軸線間及螺栓軸線和機體壁間的最小距離，應按扳手所需的活動空間的大小來決定。距離，應按扳手所需的活動空間的大小來決定。 對壓力容器等緊密性要求較高的重要連接，螺栓的間距對壓力容器等緊密性要求較高的重要連接，螺栓的間距 不得大于推薦的數值。不得大于推薦的數值。 0t、 分布在同一圓周上的螺栓數目，應取分布在同一圓周上的螺栓數目，應取4、6、8等偶數；同等偶數；同 一螺栓組中各螺栓的材料、尺寸均應相同，以便于互換、一螺栓組中各螺栓的材料、尺寸均應相同，以便于互換、 加工、拆裝，且經濟。加工、拆裝，且經濟

9、。、 避免螺栓承受偏心載荷。避免螺栓承受偏心載荷。、橫向載荷用普通螺栓連接、橫向載荷用普通螺栓連接 連接靠接合面間的摩擦力平衡外載荷，螺栓只受預緊力。連接靠接合面間的摩擦力平衡外載荷，螺栓只受預緊力。每個螺栓所需的預緊力為每個螺栓所需的預緊力為F0 ，根據力平衡有，根據力平衡有FKzifFs0由此得預緊力由此得預緊力F0 為：為：fziFKFS0（5-9）二、螺栓組連接的受力分析二、螺栓組連接的受力分析、橫向載荷用鉸制孔螺栓連接、橫向載荷用鉸制孔螺栓連接 2、受旋轉力矩、受旋轉力矩T 的螺栓組連接的螺栓組連接 、受旋轉力矩用普通螺栓組連接、受旋轉力矩用普通螺栓組連接f F0 f F0 、受旋轉

10、力矩用鉸制孔螺栓組連接、受旋轉力矩用鉸制孔螺栓組連接3、受軸向載荷、受軸向載荷F 的螺栓組連接的螺栓組連接 設螺栓數目為設螺栓數目為z，則作用在單個，則作用在單個螺栓上的軸向載荷螺栓上的軸向載荷F 即為：即為： zFF（5-14）2FmF2minpmaxp4、受傾覆力矩、受傾覆力矩M 的螺栓組連接的螺栓組連接 1、僅承受預緊力的僅承受預緊力的緊螺栓連接緊螺栓連接 0F0FFF二、緊螺栓連接的強度計算二、緊螺栓連接的強度計算 設計式為：設計式為： ）（mmFd3 . 1401 僅受預緊力作用的緊螺栓連接，在計算時僅受預緊力作用的緊螺栓連接，在計算時 可只按拉伸強度計算，并將預緊力增大可只按拉伸強

11、度計算，并將預緊力增大30%， 其原因是考慮（其原因是考慮（ 拉伸和扭轉的聯合作用拉伸和扭轉的聯合作用 ）。）。 對于普通螺栓連接，在擰緊螺母時，螺栓所受的載荷對于普通螺栓連接，在擰緊螺母時，螺栓所受的載荷 是是(拉力和扭矩拉力和扭矩 )。2、承受預緊力和工作拉力（、承受預緊力和工作拉力（軸向載荷軸向載荷）緊螺栓連接）緊螺栓連接2D1D汽缸蓋的螺栓連接汽缸蓋的螺栓連接 拉伸強度條件拉伸強度條件3 .14212dFca（5-33）設計式設計式：3 . 1421Fd 受橫向工作載荷時，常采用受橫向工作載荷時，常采用鉸制孔用螺栓連接鉸制孔用螺栓連接。 螺栓桿與孔壁間無間隙。螺栓桿與孔壁間無間隙。3、

12、承受工作剪力的緊螺栓連接、承受工作剪力的緊螺栓連接螺栓桿的剪切強度條件為螺栓桿的剪切強度條件為 ：420mdFppLdFmin0螺栓桿的擠壓力度條件為螺栓桿的擠壓力度條件為 ：5-7 螺栓連接件的材料及其許用應力螺栓連接件的材料及其許用應力 螺紋連接件的許用螺紋連接件的許用拉拉應力應力: sS （5-37）5-8 提高螺栓連接的措施提高螺栓連接的措施 從各方面采取提高螺栓連接的措施，是螺紋連接設計和正從各方面采取提高螺栓連接的措施，是螺紋連接設計和正確使用螺栓所必需的。確使用螺栓所必需的。 平鍵的兩側面是工作面，上平鍵的兩側面是工作面，上表面與輪轂鍵槽底面間有間隙，表面與輪轂鍵槽底面間有間隙，

13、工作時靠軸槽、鍵及轂槽的側面工作時靠軸槽、鍵及轂槽的側面受擠壓來傳遞轉矩。受擠壓來傳遞轉矩。、平鍵連接、平鍵連接工 作 面第六章第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接6-1 鍵連接鍵連接、半圓鍵連接、半圓鍵連接鍵的側面為工作面，鍵的上表面與轂槽底面間有間隙，鍵的側面為工作面，鍵的上表面與轂槽底面間有間隙，工作工作時靠其側面的擠壓來傳遞扭矩。時靠其側面的擠壓來傳遞扭矩。 楔鍵的上下面為工作面楔鍵的上下面為工作面。 、楔鍵連接、楔鍵連接 、切向鍵連接、切向鍵連接 兩個楔鍵沿斜面拼合后兩個楔鍵沿斜面拼合后相互平行的上、下兩面為工作面相互平行的上、下兩面為工作面。1、鍵的選擇、鍵

14、的選擇 二、鍵的選擇和鍵連接的強度計算二、鍵的選擇和鍵連接的強度計算 尺寸選擇：尺寸選擇：鍵的主要尺寸為鍵的剖面尺寸鍵的主要尺寸為鍵的剖面尺寸 （鍵的寬度（鍵的寬度b鍵高鍵高h表示）與長度。表示）與長度。 鍵的剖面尺（鍵的剖面尺（b及高度及高度 h）按）按軸徑軸徑d從標準中查得從標準中查得,長度長度L按輪轂長度從標準中查得，按輪轂長度從標準中查得， 但應比輪轂長略短些。但應比輪轂長略短些。 2、平鍵連接的強度計算、平鍵連接的強度計算 平鍵連接平鍵連接(靜連接靜連接) ：主要失效形式是鍵、軸槽、和轂槽三主要失效形式是鍵、軸槽、和轂槽三者中強度最弱的者中強度最弱的工作面被壓潰工作面被壓潰。極個。極

15、個別情況也有鍵被剪斷。別情況也有鍵被剪斷。一般鍵的一般鍵的強度最弱。強度最弱。第八章第八章 帶傳動帶傳動 8-1 概概 述述 帶傳動常用于中心距大，傳動比要求不高，功率不大的高帶傳動常用于中心距大，傳動比要求不高，功率不大的高速級傳動。速級傳動。 8-2 帶傳動工作情況分析帶傳動工作情況分析 一、帶傳動的受力分析一、帶傳動的受力分析而帶的緊、松邊拉力之差就是帶傳遞的而帶的緊、松邊拉力之差就是帶傳遞的有效圓周力有效圓周力F Fe e 。、由緊邊和松邊拉力產生的應力、由緊邊和松邊拉力產生的應力 三、三、帶傳動的應力分析帶傳動的應力分析 、由帶彎曲產生的應力、由帶彎曲產生的應力 帶輪直徑越小，帶越厚

16、，彎曲應力愈大。帶輪直徑越小，帶越厚，彎曲應力愈大。 、由離心力產生的應力、由離心力產生的應力離心力引起的拉應力作用在帶的全長上，且各處大小相等離心力引起的拉應力作用在帶的全長上，且各處大小相等。 帶中各截面上的應力大小，如用自該處所作的徑向線帶中各截面上的應力大小，如用自該處所作的徑向線(即把應力即把應力相位轉相位轉90)長短可畫成如圖所示的應力分布圖?？梢?，帶在工長短可畫成如圖所示的應力分布圖?？梢?，帶在工作中所受的應力是變化的，最大應力由緊邊進入小帶輪處。作中所受的應力是變化的，最大應力由緊邊進入小帶輪處。 最大應力由緊邊進入小帶輪處，其值為最大應力由緊邊進入小帶輪處，其值為 max=1

17、+c+b1 在一般情況下，彎曲應力最大，離心應力較小。離心應力在一般情況下，彎曲應力最大，離心應力較小。離心應力隨帶速的增加而增加。隨帶速的增加而增加。 顯然處于變應力狀態下工作的傳動帶，當應力循環次數達顯然處于變應力狀態下工作的傳動帶，當應力循環次數達到某一值后，到某一值后， 帶將發生疲勞破壞。帶將發生疲勞破壞。 （8-11）最大應力點：緊邊進入小帶輪處。最大應力點：緊邊進入小帶輪處。帶傳動的彈性滑動和打滑現象帶傳動的彈性滑動和打滑現象 8-3 普通普通V帶傳動的設計計算帶傳動的設計計算 帶傳動的主要失效形式是帶傳動的主要失效形式是打滑打滑和和帶的疲勞破壞帶的疲勞破壞。 因此，帶傳動的因此，

18、帶傳動的設計準則設計準則是：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。 帶傳動的設計計算帶傳動的設計計算8-4 V帶輪的設計帶輪的設計 滾子鏈接頭形式滾子鏈接頭形式第九章第九章 鏈傳動鏈傳動9-1 鏈傳動的特點及應用鏈傳動的特點及應用 9-2 傳動鏈的結構特點傳動鏈的結構特點過渡鏈節過渡鏈節 過渡鏈節連接過渡鏈節連接當鏈節數為奇數時當鏈節數為奇數時, 需用一個過渡鏈節需用一個過渡鏈節,如圖所示。如圖所示。 由于過渡鏈節的彎鏈板工作時受到附加彎曲應力，其強度由于過渡鏈節的彎鏈板工作時受到附加彎曲應力，其強度僅為通常鏈節的僅

19、為通常鏈節的80%左右，故左右，故設計時應盡量避免奇數鏈節。設計時應盡量避免奇數鏈節。 3、鏈與輪嚙合的基本參數、鏈與輪嚙合的基本參數鏈的鏈的節距節距p，滾子外徑，滾子外徑d1，內鏈節寬度內鏈節寬度b1，排距排距pt（多排）。（多排）。 鏈條上相鄰銷軸的中心距鏈條上相鄰銷軸的中心距 稱為稱為節距節距 p，它是鏈傳動的主要參數。它是鏈傳動的主要參數。滾子鏈的標記為滾子鏈的標記為 鏈號鏈號 排數排數鏈節數鏈節數 標準代號標準代號 例如：例如： A系列滾子鏈，鏈節距系列滾子鏈，鏈節距p=25.4 mm，雙排，鏈節數，雙排，鏈節數88， 則其標記方法為：則其標記方法為：16A-288 GB/T 124

20、3 2006 4、 滾子鏈的標準滾子鏈的標準鏈節距鏈節距p等于等于鏈號乘以鏈號乘以25.4mm/16 鏈傳動的瞬時傳動比鏈傳動的瞬時傳動比coscos122112RRi特殊情況：只有在特殊情況：只有在z1=z2(D1=D2)、a =np 時（時（=），）， i 恒等于恒等于1。鏈鏈傳動的傳動比與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，故將傳動的傳動比與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，故將這種這種瞬時傳動比的變化等現象稱為瞬時傳動比的變化等現象稱為鏈傳動多邊形效應鏈傳動多邊形效應。換言之換言之，只有在，只有在 i=1 ，且傳動的中心距恰為鏈節數的整數倍時，且傳動的中心距恰為鏈節數的整數倍時，傳動比才能在

21、全部嚙合過程中保持不變。傳動比才能在全部嚙合過程中保持不變。9-4 鏈傳動的工作情況分析鏈傳動的工作情況分析鏈傳動的動載荷鏈傳動的動載荷 鏈鏈傳動的傳動比與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，傳動的傳動比與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，故將故將這種這種瞬時傳動比的變化等現象稱為瞬時傳動比的變化等現象稱為鏈傳動多邊形效應鏈傳動多邊形效應。9-5 鏈傳動的失效形式、計算準則和設計計算鏈傳動的失效形式、計算準則和設計計算9-6 鏈傳動的布置、張緊、潤滑與防護鏈傳動的布置、張緊、潤滑與防護 鏈傳動中的節距越大，鏈條中各零件尺寸越大鏈傳動中的節距越大，鏈條中各零件尺寸越大 ，鏈傳動，鏈傳動的運動不均勻性越

22、大的運動不均勻性越大 。 鏈傳動瞬時傳動比是變量，其平均傳動比是常數。鏈傳動瞬時傳動比是變量，其平均傳動比是常數。10-1 概述概述 齒輪傳動的主要特點、分類齒輪傳動的主要特點、分類第十章第十章 齒輪傳動齒輪傳動1、 按齒輪傳動的工作條件分：開式、半開式和閉式傳動。按齒輪傳動的工作條件分：開式、半開式和閉式傳動。 2、按齒面硬度分：、按齒面硬度分： 軟齒面（硬度軟齒面（硬度350HBS）和）和 硬齒面硬齒面(硬度硬度350HBS)齒輪傳動。齒輪傳動。 10-2 齒輪傳動的失效形式和設計準則齒輪傳動的失效形式和設計準則一、齒輪傳動的主要失效形式一、齒輪傳動的主要失效形式輪齒折斷、齒面磨損、齒面點

23、蝕、齒面膠合、塑性變形。輪齒折斷、齒面磨損、齒面點蝕、齒面膠合、塑性變形。圓柱齒輪傳動，當齒輪分度圓直徑不變，而減小模數時，可圓柱齒輪傳動，當齒輪分度圓直徑不變，而減小模數時，可以（以（改善傳動的平穩性改善傳動的平穩性）。）。二、齒輪傳動的設計準則二、齒輪傳動的設計準則1 1、閉式軟齒面齒輪、閉式軟齒面齒輪(350 HBS)傳動傳動 易發生齒面點蝕而失效。易發生齒面點蝕而失效。故通常先按故通常先按齒面接觸疲勞強度齒面接觸疲勞強度進進行行設計設計，然后，然后校核校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度。 2、閉式硬齒面齒輪、閉式硬齒面齒輪( 350 HBS) 傳動傳動齒輪傳動中，輪齒的齒面疲勞點蝕通

24、常首先發生在（齒輪傳動中，輪齒的齒面疲勞點蝕通常首先發生在（靠近節靠近節線的齒根部分線的齒根部分）。）。直齒圓柱齒輪傳動，當齒輪分度圓直徑不變，而減小模數增直齒圓柱齒輪傳動，當齒輪分度圓直徑不變，而減小模數增加齒數時，則（加齒數時，則（降低了輪齒的彎曲強度降低了輪齒的彎曲強度）。）。 3、開式（半開式）齒輪傳動、開式（半開式）齒輪傳動 開式（半開式）齒輪傳動開式（半開式）齒輪傳動的主要失效形式是齒面磨損，而的主要失效形式是齒面磨損，而且在輪齒磨薄后往往會發生輪齒折斷。故目前多是且在輪齒磨薄后往往會發生輪齒折斷。故目前多是按按齒根彎曲齒根彎曲疲勞強度疲勞強度進行進行設計，設計，并考慮并考慮磨損的

25、影響磨損的影響將將模數適當增大模數適當增大。10-3 齒輪的材料及其選擇原則齒輪的材料及其選擇原則對齒輪材料性能的基本要求對齒輪材料性能的基本要求齒面應有較強的抗點蝕、抗磨損和較高的抗膠合能力，齒面應有較強的抗點蝕、抗磨損和較高的抗膠合能力， 而而齒輪齒輪的齒的齒根根應有較高的抗折斷能力，應有較高的抗折斷能力， 即要求：即要求：齒面硬、齒芯韌齒面硬、齒芯韌。 金屬軟齒面齒輪，金屬軟齒面齒輪，在確定大小齒輪硬度時應注意使在確定大小齒輪硬度時應注意使小齒輪小齒輪的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高30一一50HBS或更多或更多。 易發生輪齒折斷而失效，故通常易發生輪齒折斷而

26、失效，故通常先按先按齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度進進行行設計設計，然后，然后校核校核齒面接觸疲勞強度齒面接觸疲勞強度。 這是因為小齒輪受載荷次數比大齒輪多，且小齒輪齒根較這是因為小齒輪受載荷次數比大齒輪多，且小齒輪齒根較薄為使兩齒輪的輪齒接近等強度，小齒輪的齒面要比大齒輪薄為使兩齒輪的輪齒接近等強度，小齒輪的齒面要比大齒輪的齒面硬一些。的齒面硬一些。 當速度較高時，小齒輪齒面對大齒輪的齒面有一定的冷作當速度較高時，小齒輪齒面對大齒輪的齒面有一定的冷作硬化效應，因此大齒輪的許用接觸疲勞強度值可提高硬化效應，因此大齒輪的許用接觸疲勞強度值可提高20%。 但應注意硬度高的齒面，但應注意硬度高的齒

27、面，Ra也要相應的減小。也要相應的減小。10-4 齒輪傳動的計算載荷齒輪傳動的計算載荷 Kca= KFn (K為載荷系數為載荷系數) （10-1） K = KAKvKK （10-2）KA 原動機及工作機的性能對輪齒實際所受載荷大小的影響，原動機及工作機的性能對輪齒實際所受載荷大小的影響，一、使用系數一、使用系數 KA Kv是考慮由于齒輪及安裝的不精確，以及受載后還要是考慮由于齒輪及安裝的不精確，以及受載后還要產生彈性變形，而引入的系數。產生彈性變形，而引入的系數。二、動載系數二、動載系數 Kv三、嚙合齒對間載荷分配系數三、嚙合齒對間載荷分配系數 K K大小取決于大小取決于： 載荷大小載荷大小、

28、嚙合剛度嚙合剛度、制造誤差、修緣。、制造誤差、修緣。四、齒向載荷分布不均系數四、齒向載荷分布不均系數 K 考慮齒向載荷集中對輪齒強度的影響考慮齒向載荷集中對輪齒強度的影響10-5 標準直齒圓柱齒輪的強度計算標準直齒圓柱齒輪的強度計算21ttFF21nnFF21rrFF方向：方向：Ft 主反主反(受阻力受阻力)，從同從同(受驅動力受驅動力)（相對于轉速的方向）（相對于轉速的方向） Fr 指向各自輪心指向各自輪心受力分析：受力分析：直齒圓柱齒輪作接觸強度計算時取直齒圓柱齒輪作接觸強度計算時取節點節點處的接觸應力為計算依處的接觸應力為計算依據，其載荷由據，其載荷由一對輪齒一對輪齒承擔。承擔。齒形系數

29、，齒形系數，只與齒廓形狀有關只與齒廓形狀有關，而與模數無關。，而與模數無關。FaY小的齒輪抗彎強度高。FaYFSaFatFbmYYKF齒根彎曲疲勞強度的設計公式齒根彎曲疲勞強度的設計公式32112FdSaFazYYKTm齒根彎曲疲勞強度的校核公式齒根彎曲疲勞強度的校核公式 YSa 載荷作用于齒頂時，計及齒根過渡圓角處應力集中作用載荷作用于齒頂時，計及齒根過渡圓角處應力集中作用的的應力校正系數應力校正系數。 （10-9a） 設計公式設計公式（10-8a） 校核公式校核公式15 . 21HtEHuubdKFZ注意的問題：注意的問題： 兩齒輪的齒面接觸應力是相等的兩齒輪的齒面接觸應力是相等的，即，即

30、H1 = =H2許用接觸應力許用接觸應力 H 不同，將小的代入，不同，將小的代入，1232. 211HEdZuuKTd3齒面接觸疲勞強度計算齒面接觸疲勞強度計算 10-6 齒輪傳動的設計參數，許用應力與精度選擇齒輪傳動的設計參數，許用應力與精度選擇一、輪齒的受力分析（在節點分析）一、輪齒的受力分析（在節點分析）10-7 標準斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算標準斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算主動輪主動輪軸向力方向：右（左）手定則。軸向力方向：右（左）手定則。從動輪軸向力方向：從動輪軸向力方向：Fa1=Fa2。圓周力圓周力Ft 的判斷的判斷主反從同主反從同。徑向力。徑向力Fr 方向指向輪心。方向指向輪心。1

31、0-8 標準圓錐齒輪傳動的強度計算標準圓錐齒輪傳動的強度計算輪齒的輪齒的受力分析受力分析圓周力方向：圓周力方向：主反從同主反從同；徑向分力方向：指向各自輪心；徑向分力方向：指向各自輪心；軸向分力方向：分別指向大端。軸向分力方向：分別指向大端。 21212t1 raartFFFFFF10-9 變位齒輪傳動的強度計算概述變位齒輪傳動的強度計算概述10-11 齒輪傳動的潤滑齒輪傳動的潤滑 齒輪傳動時齒輪傳動時, ,相嚙合的齒面間承受很大壓力相嚙合的齒面間承受很大壓力, ,又有相對滑動又有相對滑動, ,所以必須進行潤滑。潤滑油除減小摩擦外，還可以散熱。所以必須進行潤滑。潤滑油除減小摩擦外，還可以散熱。

32、 第十一章第十一章 蝸桿傳動蝸桿傳動11-1 蝸桿傳動的類型蝸桿傳動的類型11-2 普通圓柱蝸桿傳動的主要參數及幾何尺寸計算普通圓柱蝸桿傳動的主要參數及幾何尺寸計算蝸桿的直徑系數：蝸桿的直徑系數：mdq1（11-1）121221ddzznni 蝸桿傳動傳動比：蝸桿傳動傳動比： 為了限制滾刀數目并便于滾刀的標準化，國標對每種標準模為了限制滾刀數目并便于滾刀的標準化，國標對每種標準模數規定了一定數量的蝸桿分度圓直徑數規定了一定數量的蝸桿分度圓直徑d1 。 蝸桿傳動的標準中心距為蝸桿傳動的標準中心距為：(11-4)(11-4)22221zqmdda 蝸桿傳動變位的特點蝸桿傳動變位的特點 1、配湊中心

33、距、配湊中心距2、微量改變傳動比、微量改變傳動比3、為了提高蝸桿傳動的承載能力及傳動效率。、為了提高蝸桿傳動的承載能力及傳動效率。11-311-3普通圓柱蝸桿傳動的承載能力計算普通圓柱蝸桿傳動的承載能力計算 一、蝸桿傳動的失效形式、設計準則及常用材料一、蝸桿傳動的失效形式、設計準則及常用材料蝸桿傳動的失效形式蝸桿傳動的失效形式 點蝕，齒根折斷、齒面膠合、過度磨損。點蝕，齒根折斷、齒面膠合、過度磨損。2、設計準則、設計準則開式開式多發生齒面磨損及輪齒折斷多發生齒面磨損及輪齒折斷 應以保證齒根的彎曲強度作為開式的設計準則。應以保證齒根的彎曲強度作為開式的設計準則。閉式閉式多發生齒面膠合或點蝕多發生

34、齒面膠合或點蝕設計準則為接觸疲勞強度，設計準則為接觸疲勞強度， 校核彎曲疲勞強度，熱平衡計算。校核彎曲疲勞強度，熱平衡計算。 二、蝸桿傳動的受力分析二、蝸桿傳動的受力分析力的方向判別力的方向判別 徑向力：徑向力： Fr 指向各自的軸線（中心）指向各自的軸線（中心） 圓周力：圓周力： Ft 主反從同主反從同 軸向力：軸向力： Fa1 蝸桿右（左）手螺旋定則蝸桿右（左）手螺旋定則。圓周力圓周力: :21atFF21taFF軸向力軸向力: : 徑向力徑向力: : 21rrFF主動輪從動輪作用力與反作用力關系主動輪從動輪作用力與反作用力關系: :11-5 普通圓柱蝸桿傳動的效率、潤滑及熱平衡計算普通圓

35、柱蝸桿傳動的效率、潤滑及熱平衡計算一、蝸桿傳動的效率一、蝸桿傳動的效率 閉式蝸桿傳動的功率損耗包括三部分：齒面間嚙合摩擦損耗、閉式蝸桿傳動的功率損耗包括三部分：齒面間嚙合摩擦損耗、蝸桿軸上軸承的摩擦損耗和攪動箱體內潤滑油的濺油損耗。蝸桿軸上軸承的摩擦損耗和攪動箱體內潤滑油的濺油損耗。蝸桿傳動的總效率為：蝸桿傳動的總效率為：321二、蝸桿傳動的潤滑二、蝸桿傳動的潤滑 三、蝸桿傳動的熱平衡計算三、蝸桿傳動的熱平衡計算 由于蝸桿傳動的傳動效率低，工作時發熱量大，在閉式由于蝸桿傳動的傳動效率低，工作時發熱量大，在閉式蝸桿傳動中，如果產生的熱量不能及時散逸，油溫將不斷升蝸桿傳動中，如果產生的熱量不能及時

36、散逸，油溫將不斷升高，使潤滑油稀釋，從而導致齒面磨損加劇，甚至發生膠合。高，使潤滑油稀釋，從而導致齒面磨損加劇，甚至發生膠合。所以所以對閉式蝸桿傳動，對閉式蝸桿傳動，要根據單位時間內的發熱量要根據單位時間內的發熱量1 1等于同等于同時間內的散熱量時間內的散熱量2 2的條件，的條件，進行熱平衡計算進行熱平衡計算，以保證油溫在，以保證油溫在規定的范圍內。規定的范圍內。第十二章第十二章 滑動軸承滑動軸承12-1 概述概述 12-2 徑向滑動軸承的主要結構型式徑向滑動軸承的主要結構型式 常用的徑向滑動軸承有整體式和對開式（常用的徑向滑動軸承有整體式和對開式（剖分式剖分式）兩大類）兩大類12-3 滑動軸

37、承失效形式及常用材料滑動軸承失效形式及常用材料滑動軸承的失效形式：滑動軸承的失效形式：磨粒磨損、刮傷、咬粘磨粒磨損、刮傷、咬粘(膠合膠合)、疲勞剝蝕、腐蝕。、疲勞剝蝕、腐蝕。12-4 軸瓦的結構軸瓦的結構 12-5 滑動軸承潤滑劑的選用滑動軸承潤滑劑的選用12-6 不完全液體潤滑滑動軸承設計計算不完全液體潤滑滑動軸承設計計算 設計準則：保證邊界膜不破裂。設計準則：保證邊界膜不破裂。校核內容：軸承的平均壓力校核內容：軸承的平均壓力 p p、 軸承的軸承的 pvpv、 滑動速度滑動速度vvp p：限制過度磨損。：限制過度磨損。pvpv ：限制溫升，避免膠合。：限制溫升，避免膠合。vv：限制：限制局

38、部局部pv 值超過許用值值超過許用值。 也可：也可：vv：限制：限制局部局部磨損和膠合磨損和膠合。 12-7 流體動力潤滑徑向滑動軸承設計計算流體動力潤滑徑向滑動軸承設計計算油膜能承受外載荷的條件：油膜能承受外載荷的條件： 或問或問形成流體動壓的條件形成流體動壓的條件 、相對運動表面必須形成收斂的楔形間隙；、相對運動表面必須形成收斂的楔形間隙； 、兩表面必須有一定的相對滑動速度，其運動方向必須、兩表面必須有一定的相對滑動速度，其運動方向必須 使潤滑油由大口流入、小口使潤滑油由大口流入、小口流出流出； 、潤滑油必須有一定的粘度，供油充分。、潤滑油必須有一定的粘度，供油充分。第十三章第十三章 滾動

39、軸承滾動軸承13-2 滾動軸承的主要類型及其代號滾動軸承的主要類型及其代號 13-1 概述概述一、滾動軸承的主要類型、性能與特點一、滾動軸承的主要類型、性能與特點 二、滾動軸承的代號二、滾動軸承的代號 1 1、基本代號、基本代號1 調心球軸承調心球軸承3 圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承5 推力球軸承推力球軸承6 深溝球軸承深溝球軸承7 角接觸球軸承角接觸球軸承 滾動軸承接觸角越大，承受滾動軸承接觸角越大，承受 軸向軸向 載荷的能力也越大。載荷的能力也越大。2、內徑代號：、內徑代號： 右起一二位（數字）右起一二位（數字） d = 10, 12, 15, 17mm 時，時， 代號代號 00 01 02

40、03 d = 20 480mm 時時 d = 代號代號5(mm)軸承內徑是指軸承內圈的內徑，常用軸承內徑是指軸承內圈的內徑，常用 d 表示表示3、直徑系列代號：、直徑系列代號： 基本代號基本代號右起第三位數字右起第三位數字 0 9 4、寬度系列代號：、寬度系列代號： 基本代號基本代號右起第四位數字右起第四位數字 0 9 （多數軸承（多數軸承0不標注：正常寬）不標注：正常寬）直徑系列代號和直徑系列代號和寬度系列代號統稱為寬度系列代號統稱為尺寸系列代號尺寸系列代號5、公差等級代號：、公差等級代號： 精度高精度高 低低公差等級公差等級 2 4 5 6 6x 0代號代號 /P2、/P4、/P5、/P6

41、、/P6x、/P0 0為普通等級為普通等級 普通等級可省略標注普通等級可省略標注 6、游隙代號：、游隙代號：代號：代號： /C1、 /C2、 、 /C3、 /C4、 /C51組組 2組組 0組組 3組組 4組組 5組組游隙小游隙小 大大0為常用的游隙組別為常用的游隙組別 在軸承代號中不標出在軸承代號中不標出 13-3 滾動軸承類型滾動軸承類型的的選擇選擇13-4 滾動軸承的工作情況滾動軸承的工作情況13-5 滾動軸承尺寸的選擇滾動軸承尺寸的選擇一、滾動軸承的失效形式及基本額定壽命一、滾動軸承的失效形式及基本額定壽命1、失效形式：、失效形式： 疲勞點蝕（主要）、塑性變形、磨粒磨損、膠合。疲勞點蝕

42、（主要）、塑性變形、磨粒磨損、膠合。2、滾動軸承的計算準則、滾動軸承的計算準則3、壽命、壽命 軸承在點蝕破壞前所經歷的轉數軸承在點蝕破壞前所經歷的轉數(以以 106 為單位為單位)或小時數或小時數稱為軸承的壽命。稱為軸承的壽命。4、基本額定壽命、基本額定壽命 按一組軸承中按一組軸承中10%的軸承發生點蝕破壞，而的軸承發生點蝕破壞，而90%的軸承不的軸承不發生點蝕破壞前的轉數發生點蝕破壞前的轉數(以以 106 為單位為單位)或小時數作為軸承的基本或小時數作為軸承的基本額定壽命。額定壽命。 對于具有基本額定動載荷對于具有基本額定動載荷C的軸承，當它受到的當量動載荷的軸承，當它受到的當量動載荷P恰好

43、為恰好為C時，基本額定時，基本額定壽命就是壽命就是106r。三、滾動軸承壽命的計算公式三、滾動軸承壽命的計算公式61060thf CLnP （13-5）（13-6）161060htLnfPC滾動軸承的滾動軸承的當量動載荷當量動載荷）（arPYFXFfP(13-8)五、角接觸軸承和圓錐滾子軸承的五、角接觸軸承和圓錐滾子軸承的 徑向載荷徑向載荷Fr與軸向載荷與軸向載荷Fa的計算的計算2dF1dFaeF 派生軸向力的方向與外派生軸向力的方向與外加軸向力方向一致的軸承加軸向力方向一致的軸承標為標為2號號軸承，另一軸承，另一端端標為軸承標為軸承1。、派生軸向力的方向與派生軸向力的方向與外加軸向力外加軸向力方向一致的軸承標為方向一致的軸承標為2號號 軸承，另一端標為軸承，另一端標為1號軸承。號軸承。、通過、通過計算、分析，計算、分析，判斷哪個軸承被判斷哪個軸承被“壓緊壓緊”，哪個軸承被，哪個軸承被“放松放松”。 按給定公式計算派生軸向力，方向：外圈寬邊指向窄邊。按給定公式計算派生軸向力，方向：外圈寬邊指向窄邊。、被被“壓緊壓緊” 的軸承所受的軸向力則等于：除去本身派生的的軸承所受的軸向力則等于：除去本身派生的軸向力外，其余各軸向力的代數和。軸向力外，其余各軸向力的代數和。 被被“放松放松” 的軸承所受的軸向力等于本身派生的軸向力的軸承所受的軸向力等于本身派生的軸向力。13-6 軸承