设计机械零件时应满足的基本要求课件

设计机械零件时应满足的基本要求2-4设计机械零件时应满足的基本要求避免在预定寿命期内失效的要求结构工艺性要求经济性要求质量小的要求可靠性要求机器是由各种各样的零部件组成的，要使所设计的机器满足基本要求，就必须使组成机器的零件满足以下要求：详细说明应保证零件有足够的强度、刚度、寿命。设计的结构应便于加工和装配。零件应有合理的生产加工和使用维护的成本。质量小则可节约材料，质量小则灵活、轻便。应降低零件发生故障的可能性（概率）。

影响机械零件疲劳强度的主要因素

应力集中、零件尺寸、表面状态1、应力集中材料对应力集中的敏感几何形状变化2、零件尺寸尺寸越大影响越大3、表面状态表面质量表面强化3带的弹性滑动和打滑(运动分析)带的弹性滑动产生的原因带的弹性、松边与紧边拉力差定义由于带的弹性而产生的带与带轮之间的相对滑动称为弹性滑动。弹性滑动的特点

不可避免的

弹性滑动率传动比不准确、效率降低、带的磨损弹性滑动的后果弹性滑动现象分析：紧边在A点绕上主动轮带的拉力逐渐降低，变形量减小带速滞后于带轮

即带与轮之间发生相对滑动ABB*静弧动弧2、带的打滑产生的原因外载荷增加，使得造成的后果带的磨损急剧增加、从动轮的转速急剧下降，直至传动失效。打滑的特点可以避免的带打滑时的现象？如何避免带发生打滑？3、带的弹性滑动和打滑①动弧是接触弧的一部分②动弧位于主动轮的出口边③欧拉公式适用于动弧④当动弧扩展到整个接触弧时发生打滑⑤弹性滑动不可避免，打滑可以避免⑥弹性滑动造成传动比不稳定ABB*静弧动弧弹性滑动打滑相同点带是弹性体，受力后产生弹性伸长，使带与带轮在接触弧上产生相对滑动不同点受力正常工作时，受紧边拉力F1与松边拉力F2作用要求带所传递的圆周力超过了带与带轮间的摩擦力极限值，即过载现象带受力后产生弹性伸长，带相对于带轮在接触弧上局部的滑动（只发生在滑动角）带受力后产生弹性伸长，带相对于带轮在接触弧上全面滑动（即由滑动角扩大到几何包角）性质是正常现象，不可避免是失效形式，必须避免影响不能保证准确的传动比，因为v1>v>v2降低传动效率，因为有速度损失引起带的磨损引起带发热，容易疲劳，寿命短使带的磨损加剧从动轮转速急剧降低，使传动失效可防止损坏其他零件，起保安作用小结：链传动运动不均匀性产生的根本原因、对传动的影响和改善措施1．根本原因链传动中，链条呈多边形运动；当p↑、z↓、n↑时，多边形效应↑。2．对传动的影响：传动不平稳，由于有动载荷，必然引起冲击、振动、噪声，磨损↑，寿命↓。3．改善措施

①合理的选择参数：较小的p、较多链轮齿数，控制链速。

②必要时采用张紧装置；

③链传动通常放在低速级。小结：一对实际啮合齿轮不可能同时产生以上5种失效形式，在具体工作条件下，主要以以上5种失效形式的一种或两种。主要失效形式：开式传动：齿面磨损、轮齿折断；闭式传动：软齿面（HBS≤350）钢齿，点蚀；硬齿面钢齿或铸铁，轮齿折断。高速重载：胶合重载软齿：塑性变形设计准则防止点蚀：接触疲劳强度准则，σH≤[σH]；防止折断：齿根弯曲疲劳强度准则，σF≤[σF]。§4齿轮传动的计算准则和设计方法4.1齿轮传动的计算准则1、计算准则防止点蚀：接触疲劳强度准则，σH≤[σH]；防止折断：齿根弯曲疲劳强度准则，σF≤[σF]。2、计算特点（1）闭式软齿面钢齿：以接触疲劳强度准则为主；（2）闭式硬齿面钢齿或铸铁：以弯曲疲劳强度准则为主；（3）开式传动：以弯曲疲劳强度准则为主，考虑磨损的影响适当增大模数。（10～15%）（4）特殊情况（高速重载等）

圆柱蜗杆传动例：

Fa1Fa2Fr2Fr1Ft1Ft2n15.3蜗杆传动的热平衡计算1．目的：对于闭式传动，若散热性能不好，必须进行热平衡计算，为防止胶合或急剧磨损。2．理论依据热平衡条件：单位时间内蜗杆传动所产生的热量Φ1≤同一时间内箱体的散热量Φ2。式中Kt箱体表面的传热系数，Kt=（8.7～17.5）W/(m2.0C)；

A内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气冷却的箱体表面面积；t1油的工作温度；t0周围空气温度，可取200。tp：油的许用工作温度（℃）=600_700C，最高900C。

3．如果t1>tp可采取下列冷却措施

1）加散热片以增大散热面积；

2）在蜗杆轴端加装风扇以加速空气的流通；

3）在传动箱内装循环冷却管路。

4）采用压力喷油润滑冷却。

③验算轴承的工作能力（1）平均压力p的验算式中[p]为轴瓦材料的许用压力。（2）pv的验算式中v为轴颈圆周速度，[pv]轴承材料的pv许用值。（3）滑动速度v的验算：对压力p较小的轴承

v≤[v]式中[v]许用滑动速度。滚动轴承的代号（GB/T272—93）前置代号基本代号后置代号分部件：五四三二一公差材料内圈类型内径20~480

特殊结构外圈直径系列2轻3中4重

C15AC25保持架宽度系列多数正常系列可不标

B40滚动体公差/P2、4、5、6、6x、0

游隙/C1、2、0、3、4、5例：7211C/P5角接触球轴承、正常宽度、轻系列、直径55mm、接触角15、

5级公差、0组游隙。2.2滚动轴承的代号尺寸系列代号

0、1—特轻系列2—轻系列3—中系列4—重系列2、直径系列代号

0—窄系列1—正常系列2—宽系列3、宽度系列代号

轴承类型代号后置代号

内部结构代号

表示同一类型轴承的不同内部结构，用字母紧跟着基本代号表示。

圆锥滚子轴承α=10º~18°30000大锥角圆锥滚子轴承

α

=27º~30°

30000B

角接触球轴承α

=15°70000C

α

=25°70000ACα

=40°70000B公差等级代号

轴承的公差等级分为6个级别，依次由高级到低级。

2级/P24级/P45级/P56级/P66x级/P6x仅适用于圆锥滚子轴承

0级/P0普通级，不标出

游隙代号轴承径向游隙系列分为6个组别，游隙依次由小到大。

1组/C12组/C20组常用的游隙组别，不标出

3组/C34组/C45组/C5

前置代号为轴承分部件代号，用字母表示。如：用L表示可分离轴承的可分离套圈；K表示轴承的滚动体与保持架组件等等。

代号举例：

表示内径为50mm，轻系列，角接触球轴承，正常宽度，接触角

=15°，5级公差，0组游隙。6308

表示内径为40mm，中系列，深沟球轴承，正常宽度系列，正常结构，0级公差，0组游隙。7210C/P5

1．轴承的寿命：轴承在运转时，其中任一元件出现疲劳点蚀前所经历的转数（以106r为单位）或工作小时数。2．基本额定寿命L10一批相同型号的轴承，在相同运转条件下，其中有10%的轴承出现疲劳点蚀时，轴承所经历的转数为该批轴承的基本额定寿命L10.物理意义：表示轴承达到基本额定寿命时，出现疲劳点蚀的概率为10%。3．预期计算寿命L‘h4．基本额定动载荷C使轴承的基本额定寿命恰好为106转时，轴承所能承受的载荷值，用字母C表示。①C反映了轴承承载能力的大小，即承受外载荷的极限值（不同型号轴承的C不同，C值查标准，C是通过大量的试验确定）。5.2滚动轴承的当量动载荷1、定义为了计算轴承寿命，须将实际载荷换算成当量动载荷P，它是一个与实际载荷效果相当的假想载荷（在P作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下相同）。2、当量动载荷P的确定

①对于向心轴承“N”、“NA”，P=Fr

②对于推力轴承“5”，P=Fa

③对于“3”、“7”类向心推力轴承及“6”类深沟球轴承、调心轴承如“1”、“2”等，

式中X、Y分别为径向、轴向动载荷系数。引入载荷系数fP，则

5.3滚动轴承寿命的计算公式1．目的①已知轴承的型号、P、n等，求轴承的实际寿命Lh；②已知轴承的转速n、P、预期计算寿命L‘h，求选用具有多大的基本额定动载荷C的轴承。2．寿命计算公式①第一类问题计算公式式中ε为试验常数，对于球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3；公式的物理意义：已知型号的轴承，在一定工作条件下的实际寿命。②第二类问题的计算公式公式的物理意义：表明在一定工作条件下以及预定寿命，应选用多大基本额定动载荷的轴承。3．说明①计算实际寿命时，应使②选择轴承型号时，应使计算基本额定动载荷值小于等于从标准中选取型号轴承的基本额定动载荷，即③若Lh<L‘h，C计>C表，可采用下述方法：

a．改变轴承系列；

b．改变轴承类型（把球轴承改为滚子轴承），若还不满足要求，应加大轴颈。5.5向心推力轴承的载荷计算Fr1、Fr2为外界作用到轴上的径向力Fr在各轴承上产生的径向载荷，Fa的确定：对深沟球轴承“6”、调心球轴承“1”和调心滚子轴承“2”：

Fa=A（A外界作用到轴上的轴向作用力）对于向心推力轴承“3”和“7”类，应考虑A和派生轴向力S及一对轴承的布置方式来确定Fa。

1．Fr1、Fr2的确定根据力的径向平衡条件，当Fr的大小、作用点已知时，Fr1、Fr2可确定。2．Fa的确定

方法：①确定轴承派生轴向力的大小、方向S1、S2；

S大小的确定，参考表11.9。

S方向的确定：始终指向外圈厚度较小的一边。②根据A及S的大小和方向，确定轴上合力的指向，然后判断哪个轴承被压紧，哪个轴承被放松。以轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，如达到轴向平衡时，应满足：

当，有两种情况：

当

时，则轴有向左窜动的趋势，相当于轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

③确定Fa:

当，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”

当，轴承1被“放松”，轴承2被“压紧”

小结：先通过派生轴向力及外加轴向载荷的计算与分析，判定被“放松”或被“压紧”的轴承；然后确定被“放松”轴承的轴向力仅为其本身派生的轴向力，被“压紧”轴承的轴向力则为除去本身派生的轴向力后其余各轴向力的代数和。

3．P的确定取P=Pmax(P1，P2)

4．轴承的压力中心对“6”类深沟球轴承，支点在轴承宽度中点；对向心推力轴承，支点在压力中心；滑动轴承：当B/d≤1时，e=0.5B；当B/d>1，取e=0.5d，但不小于（0.25～0.35）B。对于调心轴承，e=0.5B。例题：一水泵选用深沟球轴承，已知轴径d=35mm，转速n=2900r/min，

轴承所受径向载荷Fr=2300N，轴向载荷Fa=540N，要求使用寿命

Lh=5000h

，试选择轴承型号。

解：1、假定轴承型号为6207（轻系列，内径d=5×7=35mm），

查附表得Cr=25.5KN、C0r=15.2KN2、计算当量载荷P

因12.3Fa/C0r=12.3×540/15200=0.436查表知e=0.22

又

Fa/Fr=540/2300=0.235>0.22查表得X=0.56Y=1.99例题：一水泵选用深沟球轴承，已知轴径d=35mm，转速n=2900r/min，

轴承所受径向载荷Fr=2300N，轴向载荷Fa=540N，要求使用寿命

Lh=5000h

，试选择轴承型号。

解：4、计算轴承寿命例题：一工程机械传动的传动装置，根据工作条件决定采用一对角接触向心球轴承，并暂定轴承型号为7208ACJ。已知轴承载荷Fr1=1000N,Fr2=2060N,FA=880N,转速

n=5000r/min，运转中受中等冲击，预期寿命Lh=2000h，试问所选轴承型号是否恰当？

解题：1、计算轴向载荷

2、计算当量动载荷查表得e=0.68，而

查表可得X1=0.41、Y1=0.87；X2=1、Y2=0，故解题：3、计算所需的额定动载荷

查附表Cr=35200N>C

故选用合适

解题：例：图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承，轴颈d0=30-35mm；齿轮分度圆直径d=45mm，Ft=3000N，Fre=1200N，A=900N；n=385rpm，中等冲击载荷；计算轴承寿命。1.计算径向载荷垂直面支反力

RVI=397.5N，

RV2=802.5N

水平面支反力

RH1=RH2=1500H解：选取轴承型号“3206”C=24.8kN，e=0.36，Y=1.75050Rv1Rv2

RH1

RH2Fre

AFtFre

AFt则径向载荷Fr1=R1=1552N，Fr2=R2=1701N

轴承放松：Fa1=S1=456N轴承压紧：

Fa2=A+S1=1356N3.计算当量动载荷R1R2A=900NS1S2P1=fPFr1=1.51552=2328NP2=fP

(X

Fr2+YFa2)

=1.5(0.41701+1.71356)=4478N2.计算轴向载荷由手册选轴承型号“3206”C=24.8kN，e=0.36，Y=1.74.计算寿命1.2轴设计的主要内容1、轴的结构设计

①确定轴的各段直径和长度

②轴的结构工艺性

③解决轴上零件的固定和定位等问题2、轴的工作能力设计

①强度计算（防止疲劳折断）

②刚度计算（防止过渡变形）

③磨损计算（防止过量磨损）

④振动计算（防止共振）3、轴设计的一般过程估算轴径初步结构设计按弯扭合成强度计算