機(jī)械設(shè)計(jì)件完整版附帶習(xí)題答案

1、會(huì)計(jì)學(xué)1機(jī)械設(shè)計(jì)件完整版附帶習(xí)題答案機(jī)械設(shè)計(jì)件完整版附帶習(xí)題答案第1頁/共287頁電動(dòng)機(jī)進(jìn)水排水渦輪皮帶傳動(dòng)控制部分：正轉(zhuǎn)時(shí)間 反轉(zhuǎn)時(shí)間圖1 洗衣機(jī)機(jī)構(gòu)示意圖圖2 機(jī)械（機(jī)器）的組成（按功能分）原動(dòng)機(jī)傳動(dòng)機(jī)工作機(jī)輔助系統(tǒng)控制系統(tǒng)第2頁/共287頁機(jī)械（機(jī)器）部 件零 件圖3 機(jī)械（機(jī)器）的組成（按大小分）第3頁/共287頁計(jì)劃階段計(jì)劃階段提出要求洗衣機(jī)自動(dòng)進(jìn)水洗 滌甩干（脫水）方案設(shè)計(jì)方案設(shè)計(jì)提出盡可能多的解決方法篩選、決策、評(píng)價(jià)（可靠性、經(jīng)濟(jì)上），選出最佳方案。單 缸雙 缸滾 筒模糊控制自適應(yīng)控制雙?？刂萍夹g(shù)設(shè)計(jì)技術(shù)設(shè)計(jì)目的：確定機(jī)械中各個(gè)零部件的結(jié)構(gòu)尺寸（量化）繪圖、對(duì)方案具體實(shí)施，出圖。

2、技術(shù)文件編制技術(shù)文件編制：編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。第4頁/共287頁 minlimS yy 機(jī)械零件的失效形式整體斷裂過大的殘余變形腐蝕、磨損和接觸疲勞機(jī)械零件的工作能力強(qiáng)度剛度機(jī)械零件計(jì)算準(zhǔn)則強(qiáng)度準(zhǔn)則：剛度準(zhǔn)則：壽命準(zhǔn)則：（表示耐磨程度）壽命（耐磨性、耐腐蝕性）第5頁/共287頁dl車自重W=2000kg=2噸s為屈服極限min24SdWs由此可求出d；其中Smin根據(jù)工作環(huán)境來定。第6頁/共287頁24dWs Wd43、失效分析：斷裂4、材料的選擇：45#鋼、40Crs（手冊(cè)查到）5、確定計(jì)算準(zhǔn)則：（依據(jù)防止斷裂失效）6、計(jì)算零件的主要尺寸： 7、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)l：（根據(jù)人體的情況，操作情況）其他尺

3、寸 8、制圖：設(shè)計(jì)最后都是用圖紙來表達(dá)，然后拿到工廠去加工。 這不僅是零件設(shè)計(jì)的一般步驟，而且也是講課的順序。第7頁/共287頁本書討論的具體內(nèi)容是：（設(shè)計(jì)方法、步驟、原理） 1） 傳動(dòng)部分帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)以及螺旋傳動(dòng)等； 2） 聯(lián)接部分螺紋聯(lián)接，鍵、花鍵及無鍵聯(lián)接，銷釘聯(lián)接，鉚接、焊接、膠接與過盈配合聯(lián)接等； 3） 軸系部分滑動(dòng)軸承、滾動(dòng)軸承、聯(lián)軸器與離合器以及軸等； 4） 其他部分彈簧、機(jī)座與箱體、減速器等；零件通用零件專用零件傳動(dòng)件連接件軸系件其 他（如螺釘、齒輪、鏈輪等）第8頁/共287頁疲勞強(qiáng)度理論摩擦、磨損與潤滑基本理論第9頁/共287頁第10頁/共287頁習(xí)習(xí)

4、題題第11頁/共287頁第12頁/共287頁周期時(shí)間ta）穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力a）隨時(shí)間按一定規(guī)律周期性變化，而且變化幅度保持常數(shù)的變應(yīng)力稱為穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力。如圖2-1a所示。變應(yīng)力循環(huán)變應(yīng)力（周期）穩(wěn)定不穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力簡單復(fù)合對(duì) 稱脈 動(dòng)非對(duì)稱隨機(jī)變應(yīng)力（非周期）第13頁/共287頁周 期tb）不穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力尖峰應(yīng)力C）隨機(jī)變應(yīng)力圖2-1變應(yīng)力的分類b）若變化幅度也是按一定規(guī)律周期性變化如圖2-1b所示，則稱為不穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力。c）如果變化不呈周期性，而帶有偶然性，則稱為隨機(jī)變應(yīng)力，如圖2-1c所示。第14頁/共287頁a0tmaxmmina0tmaxmmin圖2-2穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力 圖2-2給出

5、了一般情況下穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力譜的應(yīng)力變化規(guī)律。零件受周期性的最大應(yīng)力max及最小應(yīng)力min作用，其應(yīng)力幅為a，平均應(yīng)力為m，它們之間的關(guān)系為第15頁/共287頁a0tmaxmmina0tmaxmmin圖2-2穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力第16頁/共287頁0tm靜應(yīng)力max=min=ma=0r=+10tm axmin對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力max=min=am=0r=-10tmaxmmin脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力min=0a=m=max/2r=0 不屬于上述三類的應(yīng)力稱為非對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力，其r在+1與-1之間，它可看作是由第一類（靜應(yīng)力）和第二類（對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力）疊加而成。第17頁/共287頁a0tmaxmmin20050-100第

6、18頁/共287頁a0tmaxmmin40-40-120第19頁/共287頁FaFaFraAFrMb彎曲應(yīng)力a0tm100-150-4000ta0tm= 穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力R=1對(duì)稱循環(huán)R=1靜應(yīng)力解：第20頁/共287頁P(yáng)r=6000APx=3000Nd=50150l=300b彎曲應(yīng)力解：Pr A：對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力Px A：靜壓力第21頁/共287頁=0tbPr（對(duì)稱循環(huán)）0tcPx（靜應(yīng)力）a0tm34.472-3636-1.528-37.528合成后（穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力）第22頁/共287頁34第23頁/共287頁t31.2N/mm2-130N/mm20222第24頁/共287頁 SS SS SS

7、 SS SS SS SS SS 332 靜應(yīng)力r靜=1 ； 脈動(dòng)循環(huán)r脈=0 ；對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力r=-1 。解：第25頁/共287頁0tmax0tmaxmm inaa)b)0tmaxmmin=0a0tmaxam=0c)d)解：a）靜應(yīng)力r=1；b）非對(duì)稱（或穩(wěn)定）循環(huán)變應(yīng)力 0 r +1；c）脈動(dòng)循環(huán)r = 0；d）對(duì)稱循環(huán)r=1。第26頁/共287頁a大N小a中N中a小N大Fr第27頁/共287頁有限壽命區(qū)N0N3N2N1-1321Nr=1無限壽命區(qū)lgN0lgNa）為線性坐標(biāo)上的疲勞曲線；b）為對(duì)數(shù)坐標(biāo)上的疲勞曲線圖2 疲勞曲線（N）第28頁/共287頁此式稱為疲勞曲線方程（或N曲線方程）。

8、其中：1N r=-1時(shí)有限壽命疲勞極限應(yīng)力； N 與1N對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)； m 與材料有關(guān)的指數(shù)； C 實(shí)驗(yàn)常數(shù)；(m、c根據(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)通過數(shù)理統(tǒng)計(jì)得到)。第29頁/共287頁因而材料的有限壽命（即壽命為N時(shí)）的疲勞極限1N則為： 利用上式，可求得不同循環(huán)次數(shù)N時(shí)的疲勞極限值1N，kN稱為壽命系數(shù)。第30頁/共287頁第31頁/共287頁N0=107N=106-1=268300346N240300max當(dāng) 時(shí)：將會(huì)失效。第32頁/共287頁0/2s04545amADGC-10/2圖3材料的極限應(yīng)力線圖 由于對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力的平均應(yīng)力m=0，最大應(yīng)力等于應(yīng)力幅，所以對(duì)稱循環(huán)疲勞極限在圖中以縱坐標(biāo)軸上的

9、A點(diǎn)來表示。 由于脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力的平均應(yīng)力及應(yīng)力幅均為m=a=0/2，所以脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限以由原點(diǎn)0所作45射線上的D點(diǎn)來表示。第33頁/共287頁sammax-10/2s04545amADGC0/2圖3 材料的極限應(yīng)力線圖0/2s045amADGC-1e=-1/K0/2K圖4 零件的極限應(yīng)力線圖 于是，零件材料（試件）的極限應(yīng)力曲線即為折線AGC。材料中發(fā)生的應(yīng)力如處于OAGC區(qū)域以內(nèi)，則表示不發(fā)生破壞； 直線AG的方程，由已知兩點(diǎn)坐標(biāo)A（0，1）及D（0/2，0/2）求得為（疲勞區(qū)）：第34頁/共287頁=0t-10ta0tm令試件的材料特性（等效系數(shù)、折算系數(shù)）；直線GC方程為（靜強(qiáng)度區(qū)

10、）：第35頁/共287頁0amADGCmaMN圖5 零件的工作應(yīng)力在極限應(yīng)力線圖坐標(biāo)上的位置 顯然，強(qiáng)度計(jì)算時(shí)所用的極限應(yīng)力應(yīng)是零件的極限應(yīng)力曲線（AGC）上的某一個(gè)點(diǎn)所代表的應(yīng)力。到底用哪一個(gè)點(diǎn)來表示極限應(yīng)力才算合適，這要根據(jù)應(yīng)力的變化規(guī)律來決定。 可能發(fā)生的典型應(yīng)力變化規(guī)律通常有下述三種：第36頁/共287頁Fr0tr=C0tm=Cm=CGFb） 變應(yīng)力的平均應(yīng)力保持不變，即m=C（例如振動(dòng)著的受載彈簧中的應(yīng)力狀態(tài)）；第37頁/共287頁P(yáng) = 0a0tmin=Cmin 以下分別討論這三種情況：1、r=C的情況 當(dāng)r=C時(shí)，需找到一個(gè)循環(huán)特性與工作應(yīng)力點(diǎn)的循環(huán)特性相同的極限應(yīng)力值。因?yàn)椋旱?/p>

11、38頁/共287頁0amADGCma MNM1N1圖6 r = C時(shí)的極限應(yīng)力 聯(lián)解OM及AG兩直線的方程式，可以求出M1點(diǎn)的坐標(biāo)值m及a，把它們加起來，就可以求出對(duì)應(yīng)于M點(diǎn)的試件的極限應(yīng)力max：第39頁/共287頁 對(duì)應(yīng)于N點(diǎn)的極限應(yīng)力點(diǎn)N1位于直線CG上。此時(shí)的極限應(yīng)力即為屈服極限s。這就是說，工作應(yīng)力為N點(diǎn)時(shí)，首先可能發(fā)生的是屈服失效，故只需進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算，其強(qiáng)度計(jì)算式為： 分析圖6得知，凡是工作應(yīng)力點(diǎn)位于OGC區(qū)域內(nèi)時(shí)，在循環(huán)特性等于常數(shù)的條件下，極限應(yīng)力統(tǒng)為屈服極限，都只需進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算。第40頁/共287頁0amADGCMNM2 N2 H圖7 m=C時(shí)的極限應(yīng)力第41頁/共287

12、頁0amADGCMNM3N3I45minMminN圖8 min=C時(shí)的極限應(yīng)力 因此在圖8中，通過M（或N）點(diǎn)，作與橫坐標(biāo)軸夾角為45的直線，則此直線上任何一個(gè)點(diǎn)所代表的應(yīng)力均具有相同的最小應(yīng)力。第42頁/共287頁2、尺寸與形狀的影響 尺寸效應(yīng)對(duì)疲勞強(qiáng)度的影響，用尺寸系數(shù)來考慮。 尺寸與形狀系數(shù)，見表1-5；第43頁/共287頁第44頁/共287頁對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力非對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力 （r = C）第45頁/共287頁04545amADGC45試件零件-1-1/K(0/2,0/2)(0/2,0/2K)試件：零件：第46頁/共287頁m0/2=383s=920045135aADGC圖2-10 一鉻鎳

13、合金鋼的m a極限應(yīng)力圖0/2=383-1如圖2-10所示，取D點(diǎn)坐標(biāo)為(0/2=383, 0/2=383)，A點(diǎn)坐標(biāo)為(0, -1=460)。過C點(diǎn)(s=920, 0)與橫坐標(biāo)成135 作直線，與AD的延長線相交于G，則直線化的極限應(yīng)力圖為ADG。第47頁/共287頁m0/2=383s=920045135aADGCM(182,424)6640圖2-10 一鉻鎳合金鋼的m a極限應(yīng)力圖0/2=383-1從而得又由式（3-9a）：得聯(lián)立以上兩式解得：即圖上M點(diǎn)。解：由式（2-8）得：第48頁/共287頁0amADGCMNM2N2H疲勞區(qū)靜 強(qiáng) 度區(qū)靜強(qiáng)度區(qū)：疲勞區(qū)：如果工作應(yīng)力點(diǎn)在極限應(yīng)力曲線以

14、內(nèi)，說明零件是合格，不會(huì)失效。第49頁/共287頁1nn1n2n323231123tn1n2n3圖2-9不穩(wěn)定變應(yīng)力示意圖第50頁/共287頁第51頁/共287頁%10011Nn%10022Nn%10033Nn%10011N%10011NN123n1n2n3N1 N2 N3N0圖2-10 不穩(wěn)定變應(yīng)力在N坐標(biāo)上N第52頁/共287頁是極限狀態(tài)一般地寫成： 上式是疲勞損傷線性累積假說的數(shù)學(xué)表達(dá)式。自從此假說提出后，曾作了大量的試驗(yàn)研究，以驗(yàn)證此假說的正確性。試驗(yàn)表明，當(dāng)各個(gè)作用的應(yīng)力幅無巨大的差別時(shí)，這個(gè)規(guī)律是正確的。第53頁/共287頁說明Miner法則有一定的局限性。第54頁/共287頁第5

15、5頁/共287頁CNimi將上式的分子、分母同乘以im，則：又因?yàn)?，所以：將上式代入式得：第56頁/共287頁上式右邊根號(hào)部分表示了變應(yīng)力參數(shù)的變化情況。令：其中，ks為應(yīng)力折算系數(shù)； 1為任選，一般取最大工作應(yīng)力或循環(huán)次數(shù)最多的應(yīng)力作為計(jì)算的基本應(yīng)力。 引入ks后，則安全系數(shù)計(jì)算值Sca及強(qiáng)度條件則為：第57頁/共287頁根據(jù)式（2-47），試件的安全系數(shù)計(jì)算值為：第58頁/共287頁第59頁/共287頁即該試件在3=350Mpa的對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力的作用下，估計(jì)尚可再承受0.97106次應(yīng)力循環(huán)。第60頁/共287頁a-10a-1m(a,a)n(a,a)AB圖2-11 復(fù)合應(yīng)力時(shí)的極限應(yīng)力線

16、圖對(duì)于鋼材，經(jīng)過試驗(yàn)得出的極限應(yīng)力關(guān)系式為：第61頁/共287頁將式（1）變形為：第62頁/共287頁其中，S只有正應(yīng)力作用下的安全系數(shù)計(jì)算值； S只有剪應(yīng)力作用下的安全系數(shù)計(jì)算值； S復(fù)合應(yīng)力作用下的安全系數(shù)計(jì)算值；亦即解決了簡單和復(fù)合的問題。第63頁/共287頁第64頁/共287頁變應(yīng)力穩(wěn)定不穩(wěn)定簡單復(fù)合對(duì) 稱非對(duì)稱CmCminCr 第65頁/共287頁第66頁/共287頁3）第67頁/共287頁113第68頁/共287頁045135amANGCM23第69頁/共287頁0135amANGCM(m,a)21第70頁/共287頁045135amAGCM45M1M2M3M423第71頁/共28

17、7頁-1/K0/2K0/2s045amADBC12第72頁/共287頁323第73頁/共287頁123第74頁/共287頁第75頁/共287頁530 . 34 . 04 . 0厚的油膜完全隔開，液體摩擦（潤滑）：被厚比混合摩擦（潤滑）：膜薄的油膜，邊界摩擦（潤滑）：很干摩擦：粘著、犁刨摩擦（滑動(dòng)）干摩擦NVN邊界摩擦VN液體摩擦V沒有潤滑劑很薄油膜被 厚 的油 膜 完全隔開第76頁/共287頁式中：hmin兩粗糙面間的最小公稱油膜厚度，m； Ra兩表面的綜合粗糙度；m； Ra1、Ra2分別為兩表面的輪廓算術(shù)平均偏差，m； 當(dāng) 35后則為液體摩擦。第77頁/共287頁yx0V=0ABVhN0S(

18、面積) 如圖3-6所示，在兩個(gè)平行的平板間充滿具有一定粘度的潤滑油，若平板A以速度V移動(dòng)，另一平板B靜止不動(dòng)，則由于油分子與平板表面的吸附作用，將使貼近板A的油層以同樣的速度V隨板移動(dòng)；而貼近板B的油層則靜止不動(dòng)。由于層與層之間速度不同，于是形成各油層間的相對(duì)滑移，在各層的界面上就存在有相應(yīng)的剪應(yīng)力。第78頁/共287頁式中：流體單位面積上的剪切阻力，即剪應(yīng)力； dv/dy流體沿垂直于運(yùn)動(dòng)方向（即沿圖3-6中y軸方向或流體膜厚度方向）的速度梯度，式中的“”號(hào)表示v隨y的增大而減?。?比例常數(shù)，即流體的動(dòng)力粘度。摩擦學(xué)中把凡是服從這個(gè)粘性定律的液體都叫牛頓液體。第79頁/共287頁P(yáng)max油壓P

19、分布曲線a b cVxy各 油 層的 速 度分布?jí)毫τ湍0p/x0 p/x=0 p/xh0 h=h0 hh0 Pmax 產(chǎn)生內(nèi)壓h=h0進(jìn)=出不產(chǎn)生油壓除非靠供應(yīng)壓力油進(jìn)少、出多產(chǎn)生負(fù)壓（a）由大口小口（b）兩平板平行（c）由小口大口圖3-9兩相對(duì)運(yùn)動(dòng)平板間油層中的速度分布和壓力分布第80頁/共287頁第81頁/共287頁該式為一維雷諾方程的一般表達(dá)式。 根據(jù)上面分析可知，相對(duì)滑動(dòng)的兩平板間形成的壓力油膜能夠承受外載荷的基本條件是：a）相對(duì)運(yùn)動(dòng)表面間必須形成油楔； 由上式可見，若兩平板平行時(shí)，任何截面處的油膜厚度h=h0，亦即p/x=0，這表示油壓沿x軸方向無變化。如果不提供壓力油的話，則油

20、膜對(duì)外載荷無承載能力。 若各油層的速度分布規(guī)律如圖3-9b中的虛線所示，那么進(jìn)入間隙的油量必然大于流出間隙的油量。則進(jìn)入此楔形空間的過剩油量，必將由進(jìn)口a及出口c兩處截面被擠出，即產(chǎn)生一種因壓力而引起的流動(dòng)。結(jié)果便形成如圖中實(shí)線所示的速度分布規(guī)律。第82頁/共287頁第83頁/共287頁第84頁/共287頁tqtqtqtqa)b)c)d)第85頁/共287頁yv2yvyv2yv第86頁/共287頁第87頁/共287頁第88頁/共287頁聯(lián)接：起聯(lián)接作用的螺紋;傳動(dòng)：起傳動(dòng)作用的螺紋;外螺紋內(nèi)螺紋圓柱圓錐母體2、螺紋的形成 刀具做直線運(yùn)動(dòng)； 工件做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)； 螺紋線：轉(zhuǎn)動(dòng)與直線運(yùn)動(dòng)； 螺紋牙：某

21、一個(gè)形狀小面積沿螺旋線運(yùn)動(dòng)就形成；3、螺紋的種類第89頁/共287頁三角=30矩形=0梯形=15鋸齒=30、3右旋多數(shù)用右旋左旋旋向單線螺紋：沿一根螺旋線形成的螺紋；雙線螺紋：沿二根螺旋線形成的螺紋；多線螺紋：沿三根以上螺旋線形成的螺紋；線數(shù) 常用螺紋的類型見表9-1，P201。第90頁/共287頁米制：我國多采用米制螺紋；英制（管螺紋）；標(biāo)準(zhǔn)制4、主要尺寸、參數(shù)（看圖P199，圖9-1a）1）外徑d螺紋的最大直徑，在標(biāo)準(zhǔn)中定為公稱直徑；2）內(nèi)徑d1螺紋的最小直徑，在強(qiáng)度計(jì)算中常作為螺桿危險(xiǎn)截面的計(jì)算直徑；3）中徑d2近似等于螺紋的平均直徑；4）螺距t相鄰兩牙中徑線上對(duì)應(yīng)軸線間的距離;第91頁

22、/共287頁ttSd2Sd27）牙型角 牙型斜角8）牙的工作高度h第92頁/共287頁自鎖條件：升角Ff時(shí)，發(fā)生打滑現(xiàn)象，這個(gè)裝置就失效了。第153頁/共287頁n1n2F0F1F0F2VFf1Ff2maxT1T2第154頁/共287頁F1F2dNn11dxyfdNFF+dF如果截取微量長度的帶為分離體，如圖所示，則根據(jù)，得：第155頁/共287頁對(duì)上兩式兩邊積分（1），得：又又根據(jù)，代入上式可得出帶所能傳遞的最大有效拉力為：第156頁/共287頁ecfFFF0 壽命0F脫帶能力0F第157頁/共287頁ecfFFfecfFFV帶用當(dāng)量摩擦系數(shù)fv。（3）包角1120小帶輪包角包角1與a、D1

23、、D2有關(guān)（D1、D2相差越大，包角越?。Ｈ?、應(yīng)力分析三、應(yīng)力分析帶傳動(dòng)工作時(shí)，帶中的應(yīng)力有以下幾種：1拉應(yīng)力緊邊F1松邊F2第158頁/共287頁FcFcFcdFc：式中：q傳動(dòng)帶單位長度的質(zhì)量；Fc離心力作用在傳動(dòng)帶產(chǎn)生的離心拉力；（01積分）得：第159頁/共287頁式中：h帶的高度； D帶輪的計(jì)算直徑； E帶的彈性模量；第160頁/共287頁n1n2b1b212c11maxbc3）位置：進(jìn)入小帶輪的那一點(diǎn)；第161頁/共287頁小帶輪VV2V1V2n1n2V1V2T2F1F2V動(dòng)弧靜弧Fec滑動(dòng)率第162頁/共287頁第163頁/共287頁失效分析： 疲勞失效 帶 小輪 大輪打滑磨損

24、計(jì)算準(zhǔn)則確定：確定主要參數(shù)：z根數(shù)D1、D2、a結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：帶輪尺寸（輪轂、輪緣）第164頁/共287頁b2 壽命增加當(dāng)i1時(shí)，有一增量p0第165頁/共287頁cb11max上式可變換為：第166頁/共287頁VP實(shí)際FPd、nd3實(shí)際的傳遞功率P實(shí)際第167頁/共287頁名義b)工作機(jī)的負(fù)載第168頁/共287頁式中：P0與帶的型號(hào)、D1、n1有關(guān)； k； kLL； P0i； k材質(zhì)；4設(shè)計(jì)步驟已知：n1、n2、(i)、P，設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)。第169頁/共287頁OABPcan1KAP52表3-6；2）查帶的型號(hào)Pca、n1P54圖3-10第170頁/共287頁根據(jù)帶的型號(hào)、DminP46表3-3

25、4）驗(yàn)算V一般V=1020m/s第171頁/共287頁，一般以0和5結(jié)尾，不要用小數(shù)點(diǎn)。6）基準(zhǔn)長度LdP54LdP54公式（3-19）標(biāo)準(zhǔn)Ld，查P52表3-8，得Ld。7）驗(yàn)算1第172頁/共287頁QF0F0壓軸力Q第173頁/共287頁實(shí)心：(2.53)d腹板：D孔板輪輻結(jié)構(gòu)形式13）設(shè)計(jì)張緊裝置P56圖3-13作業(yè)3-2題。第174頁/共287頁VVV2121VVV21VVV21VVV2321第175頁/共287頁1421第176頁/共287頁a)b)c)d)2143第177頁/共287頁 傳動(dòng)鏈有套筒滾子鏈（簡稱滾子鏈）、齒形鏈等類型。第178頁/共287頁12C第179頁/共28

26、7頁n1n2pVV221V1V1V1ABCZ1Z2第180頁/共287頁CAB第181頁/共287頁si,2f2、 隨z1、z2； z、p、（變化范圍越大）is、2，振動(dòng)； z、pis、2（變化小），平穩(wěn)；第182頁/共287頁VABC1/201/2整數(shù)pa保證同相位變化；多邊形效應(yīng)2、isC，p、z； 上述鏈傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)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(diǎn)所造成的，故稱為鏈傳動(dòng)的多邊形效應(yīng)。第183頁/共287頁鏈板疲勞；套筒、滾子點(diǎn)蝕；沖擊疲勞斷裂；1、疲勞破壞松邊變應(yīng)力六、失效分析六、失效分析第184頁/共287頁nPC潤滑惡劣P0許用銷軸、套筒膠合套筒、滾子沖擊疲

27、勞鏈板疲勞第185頁/共287頁8式中，Sca鏈的抗靜力強(qiáng)度的計(jì)算安全系數(shù)； Q單排鏈的極限拉伸載荷； n排數(shù)； KA工作情況系數(shù)； F1鏈的緊邊拉力；第186頁/共287頁其中：KAP69表3-10第187頁/共287頁n1P008A10A12A滾子、套筒沖擊疲勞鏈板疲勞P0（根據(jù)P69，圖3-31）查鏈號(hào)（p）；P0鏈號(hào)（根據(jù)P63，表3-9）查p；3）節(jié)距p第188頁/共287頁0a（3050）pcaS484）a、Lp若過大、過長易掉鏈；若過小，包角小，工作能力5）壓軸力Q第189頁/共287頁VP例題：3-3作業(yè)：3-8第190頁/共287頁1312第191頁/共287頁433第192

28、頁/共287頁動(dòng)壓三個(gè)條件靜壓：油泵非液體液 體滑動(dòng)滾動(dòng)摩擦滑動(dòng)軸承：無滾動(dòng)體滾動(dòng)軸承：有滾動(dòng)體，徑向尺寸大第193頁/共287頁a向心軸承：只受徑向載荷，如鏈傳動(dòng)、帶傳動(dòng)等壓軸力；推力軸承：只受軸向載荷，如斜齒輪；滑動(dòng)軸承特點(diǎn)：徑向尺寸小；滑動(dòng)軸承：抗沖擊、減振作用、徑向尺寸； 剖分結(jié)構(gòu)（裝拆方便）、JB（有標(biāo)準(zhǔn)）；第194頁/共287頁瓦背軸承襯軸瓦軸承座（殼體）潤滑裝置：油孔、油溝、油槽、供油裝置；密封件2、向心軸承剖分式：（對(duì)開式）結(jié)構(gòu)復(fù)雜、裝拆方便，（可調(diào)隙）；P289整體式：結(jié)構(gòu)簡單、裝拆復(fù)雜，（不可調(diào)隙）； P289調(diào)隙式： P290第195頁/共287頁靠外錐體向右移圖12-3

29、a側(cè)視圖圖12-6靠軸瓦移動(dòng)n橢圓軸承：運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、動(dòng)壓潤滑、壓力油膜把軸支承起來，同心度不好； P293多油楔軸承：同心度好，運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定，承載小； P293第196頁/共287頁第197頁/共287頁沼澤地：磨粒磨損錫基：（以錫為主要基礎(chǔ)材料）抗腐蝕性；鉛基：b)軸承合金e)易得、價(jià)格：考慮價(jià)格、資源；2、常用材料a)鑄鐵：載荷較小，轉(zhuǎn)速較低，易得、價(jià)格、其它性能差一些；第198頁/共287頁第199頁/共287頁瓦背軸承襯中間層nn三金屬：油孔、油溝、油槽；油孔不能開在承載區(qū)；第200頁/共287頁a)人工定期潤滑（油杯、潤滑脂）；b)針閥式潤滑（油杯、潤滑油）；c)甩油環(huán)d)飛濺e)循環(huán)2、

30、方式甩油環(huán)供油系統(tǒng)出第201頁/共287頁式中，p壓強(qiáng)； V軸徑的線速度；K3 aK26 bK32 e第202頁/共287頁aQR1R2TTQ鏈Q(jìng)帶Q鏈Q(jìng)帶1、失效R(p)磨損第203頁/共287頁ldP（支反力）防止過熱 （限制溫升）過熱產(chǎn)生膠合；防止加速磨損 （限制速度）加速磨損；式中：n是軸頸的速度；第204頁/共287頁小鏈輪大帶輪電動(dòng)機(jī)第205頁/共287頁與常規(guī)機(jī)械零件設(shè)計(jì)步驟不同。例題8-1 P188 作業(yè)8-1第206頁/共287頁3pV323pV324第207頁/共287頁oo1oo1oo1oo1111第208頁/共287頁傳動(dòng)軸：只受轉(zhuǎn)矩；P150表6-1心 軸：只受彎矩；

31、轉(zhuǎn) 軸：既有轉(zhuǎn)矩又有彎矩；受力TT前橋后橋只受T滑輪只受M既有T、M第209頁/共287頁光軸階梯軸直軸曲軸剛性撓性 P151圖6-1軸線形狀二、設(shè)計(jì)特點(diǎn)二、設(shè)計(jì)特點(diǎn) 軸的結(jié)構(gòu)：階數(shù)d、l1）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：包括確定軸的基本直徑和各段長度；2）選擇軸的材料；3）強(qiáng)度校核；4）剛度校核（變形大、加工誤差大）；5）振動(dòng)穩(wěn)定性校核（主要在轉(zhuǎn)速較高防止共振）；第210頁/共287頁軸向：軸肩、軸環(huán)、套筒周向：1）軸上零件定位23軸端擋圈軸環(huán)套筒第211頁/共287頁h=(0.070.1)d定位軸肩套筒輪轂輪轂圓角軸肩圓角（過渡圓角的作用是減少應(yīng)力集中）要避免三面接觸第212頁/共287頁普通碳鋼：Q23

32、5，機(jī)械性能好，價(jià)格便宜；優(yōu)質(zhì)碳鋼：45#碳鋼四、材料的選擇、失效形式四、材料的選擇、失效形式斷裂：機(jī)械性能良好B、S、-1；磨損：HBS、熱處理；變形：剛度、結(jié)構(gòu)尺寸、材料；共振：轉(zhuǎn)速n限制；第213頁/共287頁TT扭矩圖式中，WT抗剪剖面模量；P155第214頁/共287頁式中，A0與軸的材料有關(guān)的系數(shù)，P153表6-3；式中，P軸所傳遞的功率； n軸的轉(zhuǎn)速；第215頁/共287頁有一個(gè)鍵槽，軸徑加大3%；有兩個(gè)鍵槽，軸徑加大7%；同一截面上d圓整，最好以0和5結(jié)尾，便于測(cè)量；第216頁/共287頁yxR1R1Q帶Q鏈水平垂直簡化力學(xué)模型簡支梁彎矩圖第217頁/共287頁TMbMmaxM

33、中、d小dmin危險(xiǎn)截面=0.6 頻繁的起動(dòng)、制動(dòng)r=0（脈動(dòng)循環(huán)）r=-1 r=+1=0.3b r=-1對(duì)于轉(zhuǎn)軸（近似），受變應(yīng)力，應(yīng)用疲勞強(qiáng)度理論，而第四強(qiáng)度理論是靜強(qiáng)度。 若考慮應(yīng)力變化的情況用該公式：第218頁/共287頁第219頁/共287頁r=+1r=0 m=a=max/2MmaxM中 d小dmin應(yīng)力集中處危險(xiǎn)截面 同一平面有二種以上的應(yīng)力集中影響因素，分別查出k，最后取kmax。按圓角、鍵槽、配合來查，選最大的。六、軸的剛度計(jì)算六、軸的剛度計(jì)算（自學(xué)內(nèi)容P162）第220頁/共287頁取大值（圓整）按功率：按直徑：按輪轂孔的直徑DnPAd0彎扭合成ca，靜強(qiáng)度；按安全系數(shù)S，疲

34、勞強(qiáng)度； 例題6-1 P157 作業(yè)6-1、2 3）強(qiáng)度校核2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 階數(shù)、d、l第221頁/共287頁2131第222頁/共287頁121231235第223頁/共287頁424第224頁/共287頁第225頁/共287頁平行：直齒、斜齒；垂直：圓錐齒輪；交錯(cuò)：蝸輪、蝸桿；軸第226頁/共287頁斜齒輪齒 向直齒輪人字齒輪閉式：封閉在箱體里；開式：受外界干擾大，結(jié)構(gòu)簡單無箱體；工作條件齒 廓漸開線擺 線圓 弧軟齒面： 350HBS（布氏硬度）硬齒面： 350HBS齒面硬度第227頁/共287頁高速中速低速圓周速度重載中載輕載承 載Fr2Fn2Ft2Ft1Fn1Fr1T1n2n1T2二

35、、直齒圓柱齒輪受力分析二、直齒圓柱齒輪受力分析第228頁/共287頁Fr2Fn2Ft2Ft1Fn1Fr1T1n2n1T2圓周力徑向力式中，F(xiàn)n1,2沿嚙合線方向； Ft1阻力矩，與主動(dòng)輪嚙合點(diǎn)V1點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)方向相反； Ft2驅(qū)動(dòng)力，與從動(dòng)輪這一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)方向相同； Fr1,2指向自己的輪心；法向力第229頁/共287頁式中，KA使用系數(shù)（外部動(dòng)載荷系數(shù)）； KV動(dòng)載荷系數(shù)（內(nèi)部動(dòng)載荷系數(shù)）； K齒間載荷分配系數(shù)； K齒向載荷分布系數(shù)；第230頁/共287頁輸入輸出彎曲扭轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)左 端 輸 入：右端輸入：輸入端要遠(yuǎn)離齒輪，從減少偏載角度考慮。第231頁/共287頁FFn壓應(yīng)力彎曲應(yīng)力H第232頁/共2

36、87頁齒面赫茲應(yīng)力，接觸應(yīng)力； 1、2曲率半徑； 1、2泊松比； E1、E2彈性模量； Fn所受的載荷；第233頁/共287頁Fn30hFt式中，W抗彎截面模量；用30切線法求齒根；第234頁/共287頁疲勞斷裂過載斷裂：非工作條件下；F齒根斷裂精度、材料、強(qiáng)化H（軟）點(diǎn)蝕（疲勞點(diǎn)蝕）、（硬）剝落 靠近節(jié)線的齒根部位，在節(jié)線無相對(duì)滑動(dòng)，存滾動(dòng)，所以不易形成動(dòng)壓油膜，潤滑條件不好；第235頁/共287頁磨損：開式齒輪，礦山、磨粒磨損；膠合：塑變：相對(duì)V主動(dòng)輪 （材料過軟） 從動(dòng)輪軟齒面：主要失效形式是點(diǎn)蝕，次要失效形式是斷裂；硬齒面：主要失效形式是斷裂，次要失效形式是剝落；閉式開式：主要失效形式

37、是磨損，次要失效形式是斷裂；第236頁/共287頁軟（350HB）：按點(diǎn)蝕（ ）設(shè)計(jì)，按斷裂（ ）校核硬（350HB）：按斷裂（ ）設(shè)計(jì)，按剝落（ ）校核閉式 HH FF HH FF第237頁/共287頁 FF七、參數(shù)計(jì)算七、參數(shù)計(jì)算（齒輪的直徑越大，說明齒輪的接觸強(qiáng)度越高。）第238頁/共287頁1dbdYFa齒形系數(shù)；YSa應(yīng)力校正系數(shù)；（模數(shù)越大，齒根的彎曲疲勞強(qiáng)度越大。）第239頁/共287頁SH=1SF=1.251.5SKHNKFNKN壽命系數(shù)第240頁/共287頁n2n1n2n齒輪轉(zhuǎn)速；Lh工作時(shí)間；j齒輪每轉(zhuǎn)一周，同一齒面嚙合次數(shù)；第241頁/共287頁硬度limHlimFlim

38、lim齒輪疲勞極限應(yīng)力；九、參數(shù)選擇九、參數(shù)選擇小齒輪工作次數(shù)多（按等強(qiáng)度考慮，小齒輪的硬度大齒輪的硬度）；硬度：小大 3050HBS（布氏硬度）第242頁/共287頁1dbd，bK（偏載就越嚴(yán)重）；P101表4-11例例4-1 （p102）解：一、齒輪類型、精度、材料、齒數(shù) 二、因?yàn)槭情]式硬齒面，所以按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 三、計(jì)算參數(shù) 四、校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度第243頁/共287頁3431第244頁/共287頁1242第245頁/共287頁323第246頁/共287頁32第247頁/共287頁SaFatFyymbFK1bdKFZZtHEH第248頁/共287頁FtFnFa軸向力右手定則（右

39、旋，只對(duì)主動(dòng)輪有效）確定軸向力；左手定則（左旋）由軸承來支承軸向載荷；第249頁/共287頁3coszzvn1n2Fr1Fa1Ft1Ft2Fa2Fr2左旋右旋2、應(yīng)力分析 斜齒輪輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度公式為：Y-螺旋角影響系數(shù)，見P107圖4-19 ；第250頁/共287頁斜齒輪輪齒的接觸疲勞強(qiáng)度公式為：螺旋角影響系數(shù)ZcosZ第251頁/共287頁3、許用應(yīng)力直齒輪：H1、H2取小，接觸強(qiáng)度薄弱，一般是在大齒輪；斜齒輪：第252頁/共287頁取例題：4-2（ P108）解：1、選擇材料、精度及參數(shù) 2、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 3、參數(shù)計(jì)算 4、按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行校核 第253頁/共287頁Ft2

40、n1n2Fr1Fa1Ft1Fa2Fr22、受力分析Fa指向大端（始終）第254頁/共287頁dm12當(dāng)量齒數(shù)：當(dāng)量齒數(shù)比：當(dāng)量直齒圓柱齒輪分度圓半徑：第255頁/共287頁大端分度圓直徑：第256頁/共287頁例題：4-3（ P113）十二、齒輪結(jié)構(gòu)、潤滑十二、齒輪結(jié)構(gòu)、潤滑（自學(xué)）幾種結(jié)構(gòu)（形式）如何選擇？何時(shí)采用齒輪軸？潤滑方式、應(yīng)用 第257頁/共287頁31243124Ft1Fa1Fr1Fa2Fa3Ft2Ft4Fr4Fr2Fa4Ft3Fr3123 4124Fa3Fr3Ft3Ft4Fa4Fr4Fa1Ft1Fr1Fa2Ft2Fr2第258頁/共287頁123第259頁/共287頁1322第

41、260頁/共287頁2133第261頁/共287頁331第262頁/共287頁2233第263頁/共287頁蝸桿蝸輪組成n二、特點(diǎn)二、特點(diǎn)結(jié)構(gòu)：中間平面 齒條齒輪整體：螺旋傳動(dòng)雙重特性功能：用來傳遞空間互相垂直而不相交的兩軸間的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)；交錯(cuò)軸，90；第264頁/共287頁d1、d2分度圓直徑；z1頭數(shù)14，（頭數(shù)越多，傳動(dòng)效率越高）z2、（可以實(shí)現(xiàn)比較大的傳動(dòng)比）第265頁/共287頁d1z1pa導(dǎo)程lmdq1標(biāo)準(zhǔn)值；（蝸桿右旋蝸輪也是右旋）蝸桿和蝸輪的螺旋線方向一致q蝸桿的直徑系數(shù)；蝸輪滾刀（參數(shù)）=蝸桿（參數(shù)） d1=20 d1=20（才能保證蝸輪滾刀和蝸輪的中心距一致） d1=22 d1=22（標(biāo)