《机械设计课件》PPT课件

1、机 械 设 计,凌 玲 87543972（东八楼403室）第一章绪论,机械设计的研究内容 课程的性质与目的 机械零件设计的基本要求与一般方法,机械系统的组成：以加热炉工件输送机为例,电动机,联轴器,减速器,齿轮传动,连杆机构,执行构件,输送辊道,机架,机械系统的组成,原动机,传动系统,执行机构,控制系统,机械零件,水轮机叶片、活塞、曲轴,机械零件的分类,通用零部件：以减速器为例,齿轮,轴,滚动轴承,螺栓,键,减速箱座,机械设计的研究内容,研究对象：各种机器中普遍使用的通用机械零部件，如齿轮、螺纹联接、轴承等。 研究内容：通用零部件的工作原理、结构特点、选用原则以及参数

2、设计和结构设计方法，在此基础上，研究机械及其传动系统的总体方案设计,课程的性质,设计性技术基础课，综合性强,基础课,机械设计,专业课,机械设计是影响机械产品性能、质量和成本的主要因素,学习目的,1、掌握通用零部件的设计方法和步骤,2、初步具备设计机械传动装置及简单机械的能力,3、能在设计中运用各种技术资料（标准、规范、手册,课程的性质与目的,功能要求：能够准确实现预定的功能； 可靠性要求：在预定的工作期限内不能失效； 经济性要求：成本低廉（综合考虑产品的全生命周期成本,机械零件设计的基本要求,机械零件的失效形式,失效：丧失工作能力或达不到设计要求的性能，不仅仅指 破坏,断裂：如轴、齿轮轮齿发生

3、断裂,表面点蚀：工作表面片状剥落,塑性变形：零件发生永久性变形,过大弹性变形,过度磨损,过大振动和噪声、过热等,失效形式：疲劳断裂,失效形式：表面点蚀,失效形式：塑性变形,承载能力：不失效条件下零件的安全工作限度。 这个限度通常是以零件承受载荷的大小来表示,吊钩最大起重量50 kN 承载能力50 kN,承载能力,同一零件可能发生各种不同形式的失效,轴可能的失效形式,断裂、过大弹性变形、塑性变形、共振,强度条件：工作应力许用应力 或,刚度条件： 实际变形量许用变形量 y y、 、,耐磨性条件,振动和噪声条件,热平衡条件,承载能力判定条件,3、选择材料,4、确定计算准则,5、理论设计计算,1、类型

4、选择,2、受力分析,6、结构设计,7、绘制零件工作图,8、编写设计计算说明书,机械零件的一般设计步骤,一、载荷及应力的分类,1、载荷的分类,静载荷 变载荷,不随时间改变或变化缓慢,随时间作周期性或非周期性变化,工作载荷 名义载荷 计算载荷,根据原动机功率求得的载荷,对名义载荷进行修正得到的近似值,计算载荷,名义载荷,K,实际工作条件下的载荷,许用应力和安全系数,2、应力的分类,静应力 变应力,不随时间改变或变化缓慢,随时间作周期性或非周期性变化,变应力,稳定变应力周期性循环变应力,非稳定变应力非周期性循环变应力,稳定变应力,非对称循环变应力,对称循环变应力,脉动循环变应力,t,对称循环变应力,

5、脉动循环变应力,非对称循环变应力,静应力,O,几个应力参数,循环特征,表示应力变化的情况,对称循环 r,1,脉动循环 r,0,非对称循环,r 0 且 | r | 1,静应力 r,1,平均应力,应 力 幅,对称循环:m= 0; a=max,脉动循环:m=a=max / 2,注意,变载荷 变应力,静载荷 静应力 ,或变应力,a,横截面上各点正应力s 的大小与该点到中性轴的距离y正比。 最大拉、压应力在截面上下缘。 M0, y0时, s0, y0, 下部受拉,主要失效形式：断裂或塑性变形,强度条件： 或,塑性材料,许用应力,lim 、lim 极限应力 s 安全系数,lim = s ；lim = s,

6、脆性材料,lim = B ；lim = B,s、s 材料屈服极限 B、B 材料强度极限,静应力作用下的强度问题,变应力作用下,疲劳破坏,零件表面应力较大处,三、变应力作用下的强度问题,强度条件：,lim = ,疲劳破坏与零件的变应力循环次数有关,rN 应力循环次数为N时的疲劳极限,变应力时，取 lim = r（无限寿命） 或 lim = rN（有限寿命,各种材料的r可从有关手册中查取,本章小结,机械零件常见的失效形式有、等。 机械零件常用的设计准则有条件、条件、耐磨性条件、振动噪声条件、热平衡条件。 稳定变应力可分为循环变应力、循环变应力和非对称循环变应力。 稳定循环变应力的五个参数：最大应力

7、、最小应力、应力幅、平均应力、应力循环特征，它们之间的关系。 静应力作用下零件的主要失效形式：塑性材料，脆性材料。 变应力作用下零件的主要失效形式,第二章 齿轮传动,齿轮传动,闭式传动 开式传动 半开式传动,封闭在箱体内，润滑条件好,外露，润滑较差，易磨损,介于上两者之间，有防护罩,齿轮传动的特点,优点：传递功率和转速适用范围广； 具有稳定的传动比； 效率高、结构紧凑,缺点：制造成本较高； 精度低时，噪声和振动较大； 不宜用于轴间距离较大的传动,2-1 齿轮传动失效形式和设计准则,一、失效形式,1、轮齿折断,疲劳折断,过载折断,全齿折断常发生于齿宽较小的直齿轮,局部折断常发生于齿宽较大的直齿轮

8、，和斜齿轮,措施：增大齿根圆角半径、 提高齿面精度、正变位、增大模数等,2、齿面疲劳点蚀,点蚀常发生于闭式软齿面（HBS350）传动中,点蚀的形成与润滑油的存在密切相关,点蚀常发生于偏向齿根的节线附近,开式传动中一般不会出现点蚀现象,措施：提高齿面硬度和齿面质量、增大直径,3、齿面胶合,配对齿轮采用异种金属时，其抗胶合能力比同种金属强,4、齿面磨损,是开式传动的主要失效形式,5、齿面塑性变形,措施：提高齿面硬度，采用油性好的润滑油,措施：采用异种金属、降低齿高、提高齿面硬度等,措施：改善润滑和密封条件,二、齿轮传动的设计准则,主要针对疲劳折断和齿面点蚀这两种失效形式,齿根弯曲疲劳强度齿轮抵抗轮

9、齿疲劳折断的能力,齿面接触疲劳强度齿轮抵抗齿面疲劳点蚀的能力,开式齿轮传动采用准则二，但不校核齿面接触强度,设计准则一,对于闭式软齿面（ HBS350）传动,主要失效形式是齿面点蚀,所以按齿面接触疲劳强,度设计,而校核齿根弯曲疲劳强度,设计准则二,对于闭式硬齿面（ HBS350）传动,主要失效形式是齿根弯曲疲劳折断,所以按齿根弯,曲疲劳强度设计,而校核齿面接触疲劳强度,2-2 齿轮材料及其热处理,一、齿轮材料,金属材料,45号钢,中碳合金钢,铸钢,低碳合金钢,铸铁,非金属材料,选材时考虑,工作条件、载荷性质、经济性、制造方法等,齿轮毛坯锻造选可锻材料；铸造选可铸材料,二、热处理,调 质,正 火

10、,表面淬火,渗碳淬火,表面氮化,软齿面,改善机械性能，增大强度和韧性,硬齿面,接触强度高、耐磨性好、可抗冲击,配对齿轮均采用软齿面时,小齿轮受载次数多，故材料应选好些，热处理硬度稍高于大齿轮（约2050HBS,法向力,圆周力,2-3 直齿圆柱齿轮传动的受力分析及计算载荷,一、轮齿受力分析,条件：标准齿轮并忽略齿面间的摩擦力,受力图,小齿轮基圆直径 mm,小齿轮转矩N.m,径向力,法向力,小齿轮分度圆直径,分度圆压力角,注意：下标“1”表示主动轮 下标“2”表示从动轮,各力关系,各力方向,Ft1与主动轮回转方向相反,Ft2与从动轮回转方向相同,Fr1 、Fr2分别指向各自齿轮的轮心,例,注意：

11、各力应画在啮合点上,二、计算载荷Fnc,Fnc,K Fn,K Ft /cos,载荷系数,K = KA Kv KK,KA 使用系数,Kv 动载系数,K 齿间载荷分配系数,K 齿向载荷分布系数,影响因素,1）外部附加动载荷原动机、工作机的性能,2）内部附加动载荷加工误差引起基节不等,3）各对齿载荷分配不均弹性变形、制造误差,4）载荷沿齿宽分布不均变形及制造安装误差,近似取：K = 1.31.7,原动机为单缸内燃机 开式齿轮传动 齿轮速度高 K取大值,原动机为电动机、汽轮机齿轮对称布置 齿轮制造精度高 斜齿轮传动 K取小值,2-4 直齿圆柱齿轮传动的强度计算,齿轮承载能力计算标准,英国国家标准 BS

12、436,德国国家标准 DIN3990,美国齿轮制造者协会 AGMA标准,国际标准化组织ISO齿轮标准,中国齿轮承载能力计算国家标准3480-83,基本理论,齿面接触强度以赫兹（Hertz）公式为依据,齿根弯曲强度以路易士（Lewis）公式为依据,一、齿根弯曲疲劳强度计算,轮齿受载后，相当于悬臂梁,故齿根部分弯曲应力最大，是危险截面,为防止轮齿折断，必须保证,FFP,危险截面弯曲应力,许用弯曲应力,假设：全部载荷由一对轮齿承担，并忽略摩擦力,载荷作用于齿顶时的受力分析,水平分力 F1 = FncosF,垂直分力 F2 = FnsinF,齿顶载荷作用角,引起弯曲应力,引起压应力（忽略不计,危险截面

13、的具体位置在哪,常用30切线法确定危险截面位置,齿根弯曲疲劳强度计算以受拉边为计算依据,齿根弯曲疲劳强度条件,力臂为 hF，齿根厚为 sF,弯矩：M,F1 hF,FncosF hF,K,抗弯截面系数：W = b sF2/6（矩形截面,齿宽,Fn=Ft/cos,分子、分母同除以m2,令其为齿形系数 YFa,故，弯曲应力,齿形系数,与齿形有关的比例系数,YFa与模数的大小无关，只取决于轮齿的形状,当齿廓的基本参数已定时，YFa取决于齿数 Z 和变位系数,考虑齿根应力集中，引入应力修正系数 Ysa，则,Ft =2T1/d1,标准齿轮： z 越多，YFaYSa越小,弯曲强度条件,引入齿宽系数 d =

14、b/d1，并代入 d1 = mz1，则,设计式,讨论,m,弯曲强度,齿厚 s,截面积,F,标准齿轮 YFa1YSa1,YFa2YSa2,故F1 F2,中心距 a、传动比 i 一定时(d不变,z1,YFaYSa,m,F,F,F,z1,m,平稳,h,切削量少,原则：在保证齿根弯曲强度的前提下，选取尽可能多的齿数,闭式传动：z1 =2040开式传动：z1 =1720,许用应力与材料、齿面硬度、应力循环次数等因素有关,许用弯曲应力FP,Flim 试验齿轮的弯曲疲劳极限,YST 试验齿轮的应力修正系数,YST = 2,YN 寿命系数,无限寿命时YN =1，有限寿命时 YN 1,SFmin 弯曲强度最小安

15、全系数,一般取 SFmin =1.31.5，重要传动SFmin =1.63.0,一般按MQ线查取,三种硬度单位之比较,HV(维氏) HBS(布氏)；HRC(洛氏)10 HBS,应力循环次数 N=60na t,主动,主动,每转一圈同侧 齿面啮合次数,a=1对称,注意,双侧受载时,F为对称循环,应将Flim减小30,开式齿轮传动，考虑磨损，应将Flim减小20,a=2脉动,二、齿面接触疲劳强度计算,闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式是齿面疲劳点蚀,强度条件,H HP,工作时的接触应力,H根据Hertz公式求出,负号用于内接触,许用接触应力,令,综合曲率半径,可将Hertz公式推广到其它曲面接触,则1

16、 、 2表示接触处的曲率半径,渐开线齿廓各接触点的曲率半径是不同的,故各点的接触应力不等，须确定一个计算点,以节点处的H为计算依据,节点处的曲率半径,又：u = z2 / z1,d2 / d1,L = b,Fn = Ft / cos,并引入K,节点处的接触应力,齿面接触强度条件,讨论,齿面接触疲劳强度主要取决于分度圆直径 d,d 越大,接触强度,越大,H,越小,齿宽 b 的大小应适当， b 过大会引起偏载,令：d = b / d1 齿宽系数,软齿面、对称布置：d = 0.81.4,非对称布置：d = 0.61.2,悬臂布置、开式传动：d = 0.30.4,直齿轮取小斜齿轮取大硬齿面降低50,模

17、数的大小对接触强度无直接影响,H1 = H2，而HP1 HP2,设计式,设计时，HP = minHP1, HP2,求出 d1 选择 z1 计算 m = d1/z1,为便于装配，取 b1 = b2 + (510) mm,b2 = d d1,b1=b2,b1b2,许用接触应力HP,Hlim 试验齿轮的接触疲劳极限,ZN 寿命系数,无限寿命时ZN =1，有限寿命时 ZN 1,SHmin 接触强度最小安全系数,一般取 SHmin =1.01.2，重要传动SHmin =1.31.6,一般按MQ线查取,斜齿轮的特点 轮齿呈螺旋形；啮合时接触线倾斜,2-5 斜齿圆柱齿轮传动的强度计算,一、斜齿圆柱齿轮传动的

18、受力分析,条件：标准齿轮并忽略摩擦力,圆周力,径向力,轴向力,法向力,n法面压力角,t端面压力角,螺旋角,各力关系,各力方向,Ft、Fr与直齿轮相同,Fa 决定于齿轮的转向和轮齿的旋向,例,用“主动轮左、右手定则”判断,二、齿面接触疲劳强度计算,斜齿轮的强度,当量直齿圆柱齿轮的强度,相当于,当量直齿圆柱齿轮,模数,斜齿轮法面模数 mn,压力角,斜齿轮法面压力角n,齿数,当量齿数 zv = z/cos3,分度圆直径,dv = d/cos2,法向力,斜齿轮的法向力 Fn,把斜齿圆柱齿轮的强度计算问题,转化成直齿圆柱齿轮的强度计算问题,将当量直齿轮的参数代入直齿轮强度公式，得斜齿轮接触强度条件,ZH

19、 斜齿轮的节点区域系数,Z 重合度系数,Z 螺旋角系数,相同条件下，斜齿轮接触应力比直齿轮小,故：斜齿轮接触强度比直齿轮大,原因,重合度大，同时啮合的齿数多,接触线是倾斜的,当量齿轮直径大，齿廓平直,引入齿宽系数 d = b/d1，得设计式,其他几何参数计算,初步选定齿数 z1,初步选定螺旋角 ，常用8 20,计算 mn = d1cos/z1,计算中心距 a = mn (z1 + z2)/(2 cos,反算 = cos-1 mn (z1 + z2)/2 a,精确计算 d1、d2 ，至少精确到小数点后两位,向上圆整成标准值且 mn 1.5,并圆整,精确到秒,三、齿根弯曲疲劳强度计算,接触线倾斜,

20、特点,轮齿局部折断,斜齿轮的弯曲强度也按当量齿轮 进行,斜齿轮的弯曲强度条件,由于的影响，斜齿轮弯曲应力比直齿轮小,故：斜齿轮弯曲强度比直齿轮大,引入齿宽系数 d = b/d1，则 b = d1 d,代入强度条件得设计式,注意,YFa、YSa 应按 当量齿数ZV = Z / cos3 查取,设计时代入YFa1YSa1/FP1与YFa2YSa2/FP2中的大值,结论,斜齿轮的强度等同于其当量直齿轮的强度,条件相同时,斜齿轮的强度大于直齿轮,3、选择材料,4、确定计算准则,5、理论设计计算,1、类型选择,2、受力分析,6、结构设计,7、绘制零件工作图,8、编写设计计算说明书,机械零件的一般设计步骤

21、,齿轮传动的设计步骤,选择齿轮传动类型,闭式软齿面齿轮,开式传动,选择齿轮材料、热处理方式，计算许用应力,闭式硬齿面齿轮,按接触疲劳强度设计 校核弯曲疲劳强度,按弯曲疲劳强度设计 校核接触疲劳强度,按弯曲疲劳强度设计 将模数放大10,齿轮结构设计,绘制齿轮工作图,编写设计说明书,2-6 直齿锥齿轮传动设计,振动和噪声较大，常用于线速度V5 m/s的场合,轮齿分布在锥面上，逐渐收缩,特点,载荷沿齿宽分布不均,为简化计算，假定,法向力Fn作用于齿宽中点,锥齿轮的强度等同于齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮,半径=锥齿轮齿宽中点背锥母线长度,齿宽 = 锥齿轮齿宽 b,模数 = 锥齿轮齿宽中点平均模数mm,

22、作用于齿宽中点的法向力分解成三个分力,dm1 = d1 (1-0.5 b/R) = d1 (1-0.5R,d1 小锥齿轮大端分度圆直径,一、受力分析,圆周力,径向力,轴向力,dm1 小锥齿轮齿宽中点分度圆直径,R 锥顶距,b 齿宽,R = b/R 齿宽系数,1 小齿轮分度圆锥角,利用当量直齿圆柱齿轮进行分析计算,各力关系,各力方向,Ft、Fr与圆柱齿轮相同,Fa1 、 Fa2 分别指向各自齿轮的大端,二、齿面接触疲劳强度计算,锥齿轮接触强度条件,接触强度设计式,讨论,HP、K 的查取同圆柱齿轮,R不宜过大，否则载荷分布越不均匀。R = 0.250.3,通常 u 5，限制大齿轮直径，利于锥齿轮加

23、工,设计出d1后，其他参数计算,初选 z1,计算 m=d1/z1，并向上取标准值,计算 d1=mz1、z2、d2、u 等,不能圆整,锥齿轮弯曲强度条件,弯曲强度设计式,大端模数，计算后向上圆整成标准值,按当量齿数zv = z/cos查取,YFaYSa/FP = maxYFa1YSa1/ FP1 ， YFa2YSa2/ FP2,三、齿根弯曲疲劳强度计算,同理，根据当量齿轮推出锥齿轮的弯曲强度条件,2-7 齿轮结构设计与齿轮传动的润滑,作用,一、润滑,减小摩擦损失、散热及防蚀,方法,人工定期加油润滑,浸油润滑,喷油润滑,开式或半开式传动,V 10 m/s的闭式传动,V 10 m/s的闭式传动,二、

24、效率,= 123=9598,1啮合中的摩擦损失,2搅油损失,3轴承中的摩擦损失,本章重点,齿轮传动的五种失效形式 齿轮传动的三条设计准则 直齿、斜齿圆柱齿轮和锥齿轮的受力分析 影响齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的因素 设计齿轮传动时，模数、齿数、齿宽、螺旋角如何选择,第三章 蜗杆传动,按蜗杆形状分,圆柱蜗杆传动,蜗杆传动的特点,结构紧凑;工作平稳、噪声小;传动比大,但效率低；制造成本较高,用于空间交错轴间的传动，通常=90,3-1 蜗杆传动的类型,环面蜗杆传动,锥面蜗杆传动,普通圆柱蜗杆传动,圆弧圆柱蜗杆传动,普通圆柱蜗杆传动,阿基米德蜗杆传动,渐开线蜗杆传动,法向直齿廓蜗杆传动,3-2

25、普通圆柱蜗杆传动的主要参数和几何尺寸计算,一、主要参数,模数 m 和压力角,中间平面 包含蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面,蜗轮加工 滚刀滚制，滚刀几何参数同相配蜗杆,在中间平面内相当于齿条与齿轮的啮合,正确啮合条件：在中间平面内,ma1 = mt2 = m,a1 = t2 = = 20,蜗杆轴面模数,蜗轮端面模数,标准模数,蜗杆轴面压力角,蜗轮端面压力角,蜗杆导程角与蜗轮螺旋角之关系,90 时：,且旋向相同,蜗杆直径系数 q 及分度圆直径d1,d1 标准系列值,限制蜗轮滚刀数量，便于刀具标准化,蜗杆直径系数：q = d1 / m,d1 = m q,q与导程角之关系,齿面间相对滑动速度 vs,由

26、此可见，vs v1、v2,所以蜗杆传动摩擦损失大，效率低,z1 = 1 4,蜗杆头数 z1、蜗轮齿数 z2 及传动比 i,i = n1/n2 = z2/z1,d2 / d1 ,d2 / d1,但 z1 少，效率低,重载时取 z1 1 要求自锁 z1 = 1,z1 过多,制造困难,z2 = i z1=28 80,常取 z2 = 32 63,二、几何尺寸计算,中心距 a =(d1+d2)/2 = m(q+z2)/2,其他尺寸计算见表6-2,普通圆柱蜗杆传动与齿轮传动的区别,传动比 i,齿轮传动,蜗杆传动,i = d2 / d1,i d2 / d1,m、,法面为标准值,中间平面为标准值,1= - 2

27、,=, 旋向相同,d1,d1= mnz1/cos,d1=mq,且为标准值,材料要求：减摩性好、耐磨、抗胶合、足够的强度,碳 钢 45号钢 调质或淬火,3-3 蜗杆、蜗轮的材料及结构,蜗 杆,合金钢 20Cr、20CrMnTi、40Cr,铸锡青铜 ZCuSn10P1 适合高速,蜗 轮,铸铝青铜 ZCuAl 9Fe3 低速重载,灰铸铁 HT200 低速轻载,减摩性好,蜗杆结构,蜗轮结构,3-4 蜗杆传动的强度计算,一、失效形式和设计准则,齿面点蚀,蜗轮材料为铸锡青铜时,此种材料强度稍低,齿面胶合,蜗轮材料为铸铝青铜或铸铁时,齿面磨损,开式传动或润滑油不清洁,轮齿折断,蜗轮齿数过多或强烈冲击载荷,由

28、于蜗轮材料强度低，失效通常发生在蜗轮轮齿上,对于大多数蜗杆传动，其承载能力主要取决于接触强度,设计准则,闭式蜗杆传动，按齿面接触强度设计,z2 80或强烈冲击载荷时校核弯曲强度,各力关系,各力方向,二、受力分析,Ft、Fr 同斜齿轮,Fa用主动轮左右手定则判断，一般蜗杆主动,各力大小,各力应画在受力点上,1）强度计算主要针对蜗轮轮齿（材料原因,2）中间平面内相当于齿条与齿轮啮合， 蜗轮类似斜齿轮,计算载荷,T2 = i T1,K T2 = i K T1,K = 11.4,载荷平稳、vs3m/s时，取小值,三、蜗轮齿面接触疲劳强度计算,特点,因此， 蜗轮轮齿的强度计算与斜齿轮相似,其强度公式可仿

29、照斜齿轮的计算方法推导,蜗轮齿面接触强度条件,设计式,说明,四、蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算,齿根弯曲强度主要与模数m和齿宽b2有关,由于齿形的原因，通常蜗轮轮齿的弯曲强度比接触强度大得多。蜗轮轮齿因弯曲强度不足而失效的情况，多发生在受强烈冲击、z2较多（z280）或开式传动中。因此，对闭式蜗杆传动通常只作弯曲强度的校核计算,3-5 蜗杆传动的效率、润滑和热平衡计算,一、效率,= 123,与齿轮传动相同,啮合效率类似于螺旋副,230.950.96,故,设计之初， 未知，可按 z1 初选,由此可知，z1,z1 = 1 时， = 0.70.75,z2 = 2 时， = 0.750.82,z2 = 4

30、时， = 0.870.92,自锁时， 0.5,二、润滑,一般情况下，采用浸油润滑,vs 很大时，采用喷油润滑,v1 小时，蜗杆下置,v1 4 m/s时蜗杆上置,有利于润滑,避免过大的搅油损失,蜗杆下置,蜗杆上置,三、蜗杆传动的热平衡计算,对象 连续工作的闭式蜗杆传动,t 热平衡时的油温,目的 控制油温，防止胶合,热平衡时，单位时间内：发热量 = 散热量,H1 = P1 - P2 = 1000P1（1 - ） W,单位时间内的发热量,单位时间内的散热量,H2 = t A（t - t 0 ）= t A t W,t 散热系数,自然方式冷却时 t = 1017,A 箱体散热面积,箱体暴露在空气中的部分

31、,近似 计算,蜗杆传动中心距,t 0 环境温度,常取 t 0 = 20,t 温 升,箱体无良好散热片,箱体有良好散热片,热平衡时,1000P1（1 - ）= t A t,则热平衡计算式,若t t ，则采取措施提高散热能力,在箱壳外表面加铸散热片,以增加散热面积 A,蜗杆轴端装风扇加速空气流通,以增大散热系数 t,同时沿气流方向配置散热片,箱体油池内放置蛇形冷却水管,喷油润滑循环冷却,自然通风时竖直布置,蜗杆传动的设计步骤,选择蜗杆传动类型,闭式传动,开式传动,选择蜗杆、蜗轮的材料、热处理方式，计算许用应力,按接触疲劳强度设计 Z280时校核弯曲疲劳强度 连续工作时计算热平衡,按弯曲疲劳强度设计

32、,蜗杆、蜗轮结构设计,绘制蜗杆和蜗轮的工作图,编写设计说明书,本章小结,蜗杆传动的工作原理和特点 蜗杆传动的主要参数：蜗杆模数、头数、导程角、直径系数、分度圆直径；蜗轮螺旋角；传动效率 蜗杆传动的受力分析 蜗杆传动的失效形式与设计准则,第四章 挠性传动,带有中间挠性件的传动方式。 包括：带传动、链传动和绳传动,挠性传动,工作原理,摩擦传动,平带、V带、多楔带、圆带等,啮合传动,同步带、链传动等,本章主要讨论普通V带传动的设计，简单介绍链传动,一、挠性传动的类型,二、普通V带与平带摩擦力之比较,平带的摩擦力为,V带的摩擦力为,f v 当量摩擦系数，显然 f v f,相同条件下，V带的摩擦力大于平

33、带，传动能力更大,三、带传动的几何尺寸,V带的基准长度 Ld,在节线上量得的带周长,V带轮的基准直径 dd,与节线相对应的带轮直径,带传动几何尺寸,1 小带轮包角,2 大带轮包角,1 2,a 带传动中心距,一、受力分析,安装时，带必须以一定的初拉力张紧在带轮上,带工作前,带工作时,此时，带只受初拉力F0作用,松边 退出主动轮的一边,紧边 进入主动轮的一边,由于摩擦力的作用,紧边拉力 - 由 F0 增加到 F1,松边拉力 - 由 F0 减小到 F2,Ff 带轮作用于带的摩擦力,带传动的受力分析及运动分析,F = Ff = F1 F2,F 有效拉力，即圆周力,带是弹性体，工作后可认为其总长度不变，

34、则,紧边拉伸增量 松边拉伸减量,紧边拉力增量 松边拉力减量 F,因此,F1 F0 F,F2 F0 F,F0 (F1 F 2) / 2,F1 F0 F/2,F2 F0 F/2,由F = F1 F2，得,带所传递的功率为,P F v /1000 kW,v 为带速,P 增大时， 所需的F (即Ff )加大。但Ff 不可能无限增大,f 为摩擦系数；为带轮包角,当Ff 达到极限值Fflim 时，带传动处于即将打滑的临界状态。此时， F1 达到最大，而F2 达到最小,带传动即将打滑时，可推出古典的柔韧体摩擦欧拉公式,二、欧拉公式,欧拉公式反映了带传动丧失工作能力之前，紧、松边拉力的最大比值,那么,F =

35、F1 F2 F1(11/e f,F 此时为不打滑时的最大有效拉力,将F1 F0 F/2代入上式,正常工作时，有效拉力不能超过此值,整理后得,影响最大有效拉力的几个因素,F 与F0 成正比，增大F0有利于提高带的传动能力，避免打滑,但F0 过大，将使带发热和磨损加剧，从而缩短带的寿命,带所能传递的圆周力增加，传动,F,能力增强，故应保证小带轮的包角1,这一要求限制了最大传动比 i 和最小中心距 a,i,1,a,1,因为,f,F,传动能力增加,对于V带，应采用当量摩擦系数 fv,当包角 180时,V 带 F1 /F2e fv5,平带 F1 /F2e f3,由此可见：相同条件下， V 带的传动能力强

36、于平带,三、带传动的应力分析,工作时，带横截面上的应力由三部分组成,由紧边和松边拉力产生的拉应力,由离心力产生的拉应力,由弯曲产生的弯曲应力,1、拉力F1、F2 产生的拉应力1 、2,紧边拉应力,1 F 1/A MPa,松边拉应力,2 F2 /A MPa,A 带的横截面积,2、离心力产生的拉应力c,设,带绕过带轮作圆周运动时会产生离心力,作用在微单元弧段dl 的离,心力为dC，则,截取微单元弧段dl 研究，其两端拉力Fc 为离心力引起的拉力,由水平方向力的平衡条件可知,微单元弧的质量,带速（m/s,带单位长度质量（kg/m,带轮半径,微单元弧对应的圆心角,虽然离心力只作用在做圆周运动的部分弧段

37、,即,则离心拉力 Fc 产生的拉应力为,注意,但其产生的离心拉力（或拉应力）却作用于带的全部，且各剖面处处相等,3、带弯曲而产生的弯曲应力b,带绕过带轮时发生弯曲， 由材力公式,节线至带最外层的距离,带的弹性模量,显然,dd,b,故,b 1 b 2,带绕过小带轮时的弯曲应力,带绕过大带轮时的弯曲应力,与离心拉应力不同，弯曲应力只作用在绕过带轮的那一部分带上,带横截面的应力为三部分应力之和,各剖面的应力分布为,最大应力发生在,紧边开始进入小带轮处,由此可知，带受变应力作用，这将使带产生疲劳破坏,两种滑动现象,四、带传动的弹性滑动和传动比,1、弹性滑动,打 滑,是带传动的一种失效形式，应避免,弹性

38、滑动,正常工作时的微量滑动现象，不可避免,弹性滑动是如何产生的,因 F1 F2,故松紧边单位长度上的变形量不等,带绕过主动轮时，由于拉力逐渐减小，所以带逐渐收缩，使带相对于主动轮的转向向后滑动,同样的现象也发生在从动轮上。但情况有何不同,由此可见：弹性滑动是由弹性变形和拉力差引起的,弹性滑动引起的不良后果,使从动轮的圆周速度低于主动轮 ，即 v2 v1,产生摩擦功率损失，降低了传动效率,引起带的磨损，并使带温度升高,2、传动比,滑动率,弹性滑动引起的从动轮圆周速度的相对降低量,传动比,反映了弹性滑动的大小， 随载荷的改变而改变,载荷越大，越大，传动比的变化越大,对于V带： 0.010.02粗略

39、计算时可忽略不计,普通V带传动的设计,一、失效形式及设计准则,1、失效形式,打 滑,带与带轮之间的显著滑动，过载引起,疲劳破损,变应力引起,1、设计准则,在保证不打滑的前提下，具有足够的疲劳寿命,二、单根V带的许用功率 承载能力计算,要保证带的疲劳寿命，应使最大应力不超过许用应力,不疲劳的要求,或,根据欧拉公式，即将打滑时的最大有效拉力为,由此得单根带所能传递的功率,不打滑的要求,则,此式包含了不打滑、不疲劳两个条件,表62列出了在特定条件下单根普通V带所能传递的功率，称为基本额定功率 P0,特定条件,传动平稳,i 1，12,特定带长,实际工作条件,传动比 i 1,从动轮直径增大,传动能力提高

40、，则额定功率增加,截面尺寸大的带，基本额定功率增量越大 传动比越大，基本额定功率增量越大,带长不等于特定带长,带越长，单位时间内的应力循环次数越少，则带的疲劳寿命越长。相反，短带的寿命短,为此，引入带长修正系数 KL,包角不等于,小带轮包角小于，传动能力有所下降，引入包角修正系数K 。 K1,b2减小,在实际工作条件下，单根V带的额定功率为,三、V带传动的设计计算,一）已知条件及设计内容,传递的名义功率P,已知条件,主动轮转速n1,从动轮转速n2 或传动比 i,传动位置要求,工况条件、原动机类型等,V带的型号、长度和根数,设计内容,带轮直径和结构,传动中心距 a,验算带速 v 和包角,计算初拉

41、力和压轴力,二）设计步骤和方法,1、确定计算功率 Pd KAP,2、根据n1、 Pd选择带的型号,工况系数，查表66,3、确定带轮基准直径dd1、dd2,带轮愈小，弯曲应力愈大，所以dd1 dmin,dd2 = i dd1(1 -），圆整成标准值,4、验算带速v （v525m/s,N,5、确定中心距 a 及带长 Ld,6、验算主动轮的包角1,7、计算带的根数 z,N,z 7 ,N,Y,8、确定初拉力 F0,9、计算压轴力 FQ,10、带轮结构设计,初定中心距 a0 0.7(dd1+dd2) a0 2(dd1+dd2,初算带长Ld0,计算实际中心距 a,a 过小，带短，易疲劳,a 过大，易引起带

42、的扇动,圆整,取基准带长 Ld（表86,链传动简介,一、链传动的类型及特点,传动链常用,滚子链和齿形链,滚子链应用较多，且为标准件，其主要参数包括,p 节距,Lp 链节数,z 链轮齿数,取偶数,取奇数,与带传动相比，链传动的特点是,可在恶劣的环境下工作,传递功率比带传动大，效率较高,适用的速度比带小，v 15 m/s,瞬时速比变化，振动、噪声大,二、链传动运动的不均匀性,假定：主动边总处于水平位置,链轮抽象成正多边形，边长为 p,链速,1的变化范围,而,所以,z1，1，v 的变化,瞬时传动比,瞬时速比周期性变化,称为多边形效应,平均传动比,平均传动比为常数,三、链传动主要参数的选择,链轮齿数,

43、小链轮齿数 z1 愈多,传动愈平稳，动载荷减小,通常取 z1 17,且传动比 i 越小， z1可越多,大链轮齿数 z2 i z1,常取 z2 120,以防止脱链,节距 p,节距 p 越大，承载能力越大,但 p 过大，运动越不均匀，冲击越大，且结构庞大,所以，高速重载时，宜选小节距多排链,低速重载时，宜选大节距单排链,中心距 a,常取 a （3050）p,作业,6-12 6-13,第五章 轴设计,5-1 概 述,一、轴的功用,支撑回转零件,传递运动和转矩,二、轴的类型,心轴 只承受弯矩,传动轴 只承受转矩,转轴 既受弯矩、又受转矩,按受载,直 轴,曲 轴,按轴心线,2、强度问题,防止轴发生疲劳断

44、裂,3、刚度问题,防止轴发生过大的弹性变形,4、振动稳定性问题,防止轴发生共振,三、轴设计时所要解决的问题,1、结构问题,确定轴的形状和尺寸,5-2 轴的结构设计,轴颈 与轴承相配的,部分,轴头 与轮毂相配的,部分,轴身 连接轴颈与轴,头部分,轴的结构应满足的要求,加工工艺性要好,便于轴上零件装拆,轴上零件要有准确的定位,轴上零件要有可靠的固定,尽量减少应力集中,一、加工工艺要求,光轴,等强度轴,阶梯轴,车削,倒角,加工方法不同，轴的结构也可能不同,磨削,二、装拆要求,砂轮越程槽,装拆应方便,不同的装拆方案，得到不同结构,轴的直径应圆整成标准值,定位 使轴上零件处于正确的工作位置,轴肩或轴环,

45、三、轴上零件的轴向定位和固定,固定 使轴上零件牢固地保持这一位置,目的 防止轴上零件工作时发生轴向蹿动,常用的轴向定位和固定方法,定位轴肩：h(0.070.1)d,R 或 C,非定位轴肩：h12 mm，作用是便于轴上零件的装拆,为保证定位准确，R 或 C r,轴环宽度一般取：b =1.4 h,滚动轴承的定位轴肩或轴环高度 查标准,套 筒,轴端挡圈,弹性挡圈,圆 螺 母,锥 面,对轴上零件起固定作用,常用于近距离的两个零件间的固定,用于轴上两零件距离较远时，或轴端,需切制螺纹，削弱了轴的强度,需切环槽，削弱了轴的强度,承受不大的轴向力,用于固定轴端零件，能承受较大的轴向力,常与轴端挡圈配合使用,

46、注意,采用这些方法固定轴上零件时，为保证固定可靠,应使：与轮毂相配的轴段长度比轮毂宽度短23 mm,即：lB - (23,平 键,问题,四、轴上零件的周向固定,目的 防止轴上零件与轴发生相对转动，以传递转矩,常用的周向固定方法,花 键,紧定螺钉,滚动轴承是否需要用键作周向固定,五、提高轴的强度,减小应力集中,适当加大截面变化处的过渡圆角半径,或采用,凹切圆角,过渡肩环,减载槽,改善轴的受力状况,改变轴上零件的结构，使受载减小,五、结构设计示例,5-3 轴的强度计算,应力分析,弯曲应力b 对称循环变应力,扭剪应力T 循环特征根据实际情况而定,计算方法,按扭转强度计算,按弯扭合成强度计算,安全系数

47、法计算,一般的轴,一、按扭转强度计算,扭剪应力,轴的抗扭剖面系数,扭转强度公式一般用来初算轴的直径,扭转强度设计式,系数 C 与轴的材料和承载情况有关，查表10-3,弯矩相对转矩较小或只受转矩时，C 取小值,若该轴段有一个键槽，d 值增大5,弯矩较大时，C 取大值,计算出的 d 作为受扭段的最小直径 dmin,注意,有两个键槽，增大10,此方法既考虑弯矩又考虑转矩，比前法精确,二、按弯扭合成强度计算,需已知,轴的支反力作用点、外载荷的大小及位置,弯、扭联合作用时，采用第三强度理论,则轴危险截面上的当量应力,对于直径为 d 的实心轴,由于b 与 的循环特征可能不同，需引进校正系数将 折合成对称循

48、环变应力,则强度条件为,当量弯矩,校正系数的取值,对于不变的转矩,频繁启动、振动或情况不明,经常双向运转,对称循环变应力下的许用应力,设计式,三、轴设计步骤和方法,1、根据功率 P 和转速 n ，用扭转强度公式初算受扭段的最小直径dmin,2、根据初算轴径，进行轴的结构设计,3、按弯扭合成强度校核轴的危险截面,N,将 dmin 圆整成标准直径（查“机械设计课程设计”,最小直径dmin,危险截面：Me 最大的截面,画出空间受力图，求出支反力,分别作出水平面受力图和垂直面受力图,分别作出水平面弯矩图MH和垂直面弯矩图MV,求合成弯矩,求危险截面的当量弯矩,靠近Memax ，直径较小的截面,按弯扭合

49、成强度条件校核,危险截面直径,若强度不足，应适当增大轴径,作业,10-5 10-6,第六章 滑动轴承,6-1 概述,滑动轴承的主要特点,工作平稳，无噪声,运转精度高,形成液体润滑时摩擦损失小，适合于高速,径向尺寸小而且可剖分,滑动轴承的摩擦状态,1、干摩擦状态,应避免此种摩擦状态,摩擦表面无润滑剂，功率损失严重，磨损加剧，温升高，轴瓦易破坏,2、边界摩擦状态,摩擦表面间有润滑油存在，金属表面上形成了一层极薄的边界油膜,但尖峰部分仍直接接触,多数滑动轴承都是这种摩擦状态,3、液体摩擦状态,两摩擦表面完全被润滑油分隔开，形成了一定厚度的压力油膜,这种摩擦状态是润滑油分子之间的摩擦，摩擦系数极小,重

50、要轴承采用这种摩擦状态,非液体摩擦滑动轴承,液体摩擦滑动轴承,一、失效形式,1、磨损,导致轴承配合间隙加大，影响轴的旋转精度，甚至使轴承不能正常工作,1、限制轴承的压强 p,高速重载且润滑不良时，摩擦加剧，发热多，使轴承上较软的金属粘焊在轴颈表面而出现胶合,二、设计准则,6-2 非液体摩擦滑动轴承的设计,2、胶合,目的 防止轴瓦过度磨损,向心滑动轴承,许用压强查表11-1,平均压强,2、限制轴承的 pv 值,目的 控制轴承的发热量，防止胶合破坏,pv,f,单位面积上的摩擦功率损失,所以， pv 值表征了轴承发热量的大小,pv,发热量,温升,润滑效果,胶合,将表11-1中的许用值降低50,z 推

51、力环数目 k 考虑油槽使支承面积减小,推力滑动轴承,许用pv值查表11-1,轴颈表面线速度,摩擦系数,向心轴承,3、限制滑动速度 v,目的 防止滑动速度过高而引起磨损,平均直径dm(d1+d2)/2,pv=24 MPa m/s,许用线速度,三、设计步骤,确定轴承结构形式,确定轴承宽度 B 和直径 d,验算p、pv、v,选择轴承的配合,选择润滑剂与润滑装置,选择轴瓦材料,推力轴承,平均速度,6-3 液体摩擦滑动轴承简介,一、动压油膜的形成机理,两摩擦表面平行，不会产生压力油膜,两摩擦表面成楔形间隙，产生了压力油膜,间隙内的润滑油形成了拥挤,二、形成动压油膜的必要条件,两摩擦表面必须形成楔形,润滑

52、油必须从大口进小口出,必须具有足够的滑动速度,必须充满足够粘度的润滑油,三、向心动压滑动轴承的工作过程,静止,启动,不稳定运行,稳定运行,作业,11-8,第七章 滚动轴承,7-1 滚动轴承的特点及类型,滚动轴承的主要特点,滚动轴承是标准件，由专业轴承厂集中生产,故学习本章的目的主要解决三个问题,1、如何选择滚动轴承的类型,2、滚动轴承的寿命计算,3、滚动轴承组合设计,摩擦阻尼小，启动灵活,可同时承受径向和轴向载荷，简化了支承结构,径向间隙小，还可用预紧方法消除间隙，因此回转精度高,互换性好，易于维护,缺点： 抗冲击能力较差； 高速时噪声大，寿命较低； 径向尺寸大,滚动轴承的主要类型,1、按承载

53、方向和公称接触角分为,滚动体与套圈接触处的法线 与轴承的径向平面之间的 夹角，称为公称接触角,向心轴承：045，主要承受径向载荷,径向接触轴承0 的向心轴承,向心角接触轴承 045的向心轴承,推力轴承： 45 90 ，主要承受轴向载荷,轴向接触轴承90的推力轴承,推力角接触轴承 45 90的推力轴承,2、按滚动体的种类可分为： 球轴承和滚子轴承,滚动轴承代号,用数字或字母表示 1调心球轴承 3圆锥滚子轴承 5推力球轴承 6深沟球轴承 7角接触球轴承 N圆柱滚子轴承,内径尺寸 代号 10 00 12 01 15 02 17 03 20500 d/5 22、28、32及500以上 /内径,后置代号

54、：用于表示轴承的结构、公差及材料的特殊要求，用字母或数字表示；如：接触角为150、250和400的角接触球轴承，分别用C、AC和B表示内部结构的不同,又如：轴承的公差等级分别为2级、4级、5级、6x级、6级和0级，共6个级别，依次由高级到低级，其代号分别为：/P2、/P4、/P5、/P6x、/P6和/P0,7-2 滚动轴承类型的选择,1、根据载荷的大小及性质,载荷大或冲击大选滚子轴承（线接触,径向、轴向载荷角接触球轴承(7)或圆锥滚子轴承(3,轴向载荷不大时，可用深沟球轴承,载荷小或冲击小选球轴承（点接触）,2、根据载荷的方向,纯径向载荷选深沟球轴承（6）、圆柱滚子轴承（N,纯轴向载荷选推力轴

55、承（5 或 8,3、根据转速的高低,转速高选球轴承,转速低选滚子轴承,4、根据回转精度,精度要求高选球轴承,5、根据调心性能,轴刚性差、轴承座孔同轴度差或多点支承 选调心轴承（ “1” 类 或 “2” 类,7-3 滚动轴承的主要失效形式和设计准则,一、滚动轴承的载荷分析,各滚动体上的受力情况如何,当轴承仅受到纯轴向力 A 作用时,载荷由各滚动体平均分担，即,Qi Qj,当轴承仅受到纯径向力 R 作用时,接触点产生弹性变形，内圈下沉,Q2,Qmax,Q1,Q2,Q1,最多只有半圈滚动体受载,承载区各滚动体的变形量不同，受载大小也不同,对于点接触轴承,对于线接触轴承,滚动体与套圈滚道接触点的接触应

56、力是变应力,因此,可看成脉动循环变应力,全部滚动体个数,滚动体表面、套圈滚道都可能发生点蚀,二、滚动轴承的失效形式,1、疲劳点蚀 最主要的失效形式,防止点蚀破坏，是计算滚动轴承的主要目的,接触应力过大，元件表面出现较大塑性变形,2、塑性变形 低速轴承的主要失效形式,原因是载荷过大或冲击载荷作用,3、磨损、胶合、保持架断裂等,使用维护不当而引起的，属于非正常失效,三、设计准则,一般转速的轴承,转速极低或仅作缓慢摆动的轴承,进行寿命计算，防止点蚀破坏,按静强度计算，防止塑性变形,7-4 滚动轴承的寿命计算,一、基本概念,轴承寿命,轴承中任一元件 出现疲劳点蚀 前所经历的总转数或总工作小时数,额定寿

57、命,一批相同 的轴承，在相同的条件下运转，其中90 的轴承不发生疲劳点蚀 前所经历的总转数或总工作小时数,90,10,用 L 表示,完好,按额定寿命选用轴承，可靠性为90,注意：额定寿命随运转条件而变化,比如：外载增大，额定寿命降低,因此，额定寿命并不能直接反映轴承的承载能力,基本额定动载荷,规定轴承在 额定寿命 为 106 转 时，所能承受的最大载荷，用 C 表示,即：在C 的作用下，运转 106 转 时，有10的轴承出现点蚀，90的轴承完好,额定动载荷越大,轴承的承载能力越大,对于具体轴承，C 为定值，按手册查取,二、寿命计算,目的 根据工作条件和设计要求，选择合适的轴承,载荷与额定寿命的

58、关系曲线,式中：P 为当量动载荷,L为P 作用下的额定寿命,为寿命指数，球轴承 3，滚子轴承 10/3,C r 向心轴承的基本额定动载荷，称为径向额定动载荷,C a 推力轴承的基本额定动载荷，称为轴向额定动载荷,所以,实际计算时，常用小时数表示轴承的额定寿命,轴承的转速,或,已知轴承的C ，计算额定寿命,根据预期寿命Lh，计算所需的C,当工作温度高于120时，C 值会下降，用温度系数 ft 修正,预期寿命,当载荷为额定动载荷C 时,所需额定动载荷,或,寿命计算时，应满足,三、当量动载荷 P 的计算,计算寿命,预期寿命,或,所选轴承的额定动载荷,所需的额定动载荷,对于向心轴承，C 为径向力,对于

59、推力轴承，C 为轴向力,但轴承可能同时承受径向载荷R 和轴向载荷 A,为了与 C 在相同的条件下进行比较，引入当量动载荷的概念,当量动载荷：一假想载荷，与C 同类型，它对轴承的作用与实际载荷的作用等效。用 P 表示,计算式,X 径向系数,Y 轴向系数,查表1110,X、Y 的作用是将R、A折合成当量动载荷,实际工作条件下，需引入载荷系数 fp 修正 P,X、Y 取决于：A/R 和参数 e,若,A/R e,X 0、Y 0,若,A/R e,X 1、Y 0,参数 e 根据 A/C0 确定，它反映了轴承承受轴向载荷的能力,基本额定静载荷,对于只能承受径向力的向心轴承（如圆柱滚子轴承,对于只能承受轴向力的推力轴承（如推力球轴承,或,四、向心角接触轴承轴向载荷 A 的计算,1、角接触轴承的内部轴向力 S,径向载荷 R 的计算见轴系受力分析，即,而,向心角接触轴承（角接触球轴承、圆锥滚子轴承）受纯径向载荷作用后，会产生内部轴向分力 S,O,O 支反力作用点，即法线与轴线的交点,表1112给出了S 的近似计算方法,角接触球轴承,内部轴向力,注意 S 的方向,2、角接触轴承的排列方法,为使 S 得到平衡，角接触轴承必须成对使用,一般有两种安装形式,正装 面对面安装,两轴承外圈的窄边相对,即内部轴向力指向相对,反装 背靠背安装,两轴承外圈的宽边相对,即内部轴向力指向相背,