机械设计教案 - 副本

教材分析主编：濮良贵出版时间：2013年5月第9版第八章带传动第九章链传动优点：《“十二五”普通高等教育本科国家级规划教材：机械设计(第9版)》械零件教研室编著,濮良贵、纪名刚主编《机械设计》(第八版)的基础上，根据机械设计指导手册(图书馆)2学时2学时第一章绪论第二章机械设计总论主要教学内容及过程第一章绪论第二章机械设计总论制阶段1)避免在预定寿命期内失效的要求；2)结构工艺性要求3)经济性要求4)质量小的要求5)可靠性要求靠性准则1)机械零件的失效形式有哪些?第2次2学时主要教学内容及过程第三章机械零件的强度r一应力比(循环特性)1、-N曲线：应力比r一定时，表示疲劳极限(最大应力)与循环次数N之间关系大多数零件失效在C点右侧区域，称高周疲劳区N>104高周疲劳区以N为界分为两个区：Oyn—条件疲劳极限。曲线方程为无限寿命区：N≥NO时，曲线为水平直线，对应的疲劳极限是一个定值，用σ,表示。当材料受到的应力不超过σ时，则可以经受无限次的应力循环而不疲劳破坏。即寿命是无限的。σ疲劳极限因为所以2、等寿命疲劳曲线(极限应力线图)定义：循环次数一定时，应力幅与平均应力间的关系曲线。理论疲劳曲线：经过试验得二次曲线如下图。对应的寿命为No即在曲线σ。+σm=σmax=σ,(寿命为循环基数NO)在曲线内为无限寿命。曲线外为有限寿命。实际疲劳曲线：实际疲劳曲线：A'D'22在直线CG,上任何一点均有5max=σ+σ=σA,G,线——疲劳强度线。其上的点表示疲劳极限应力由A,、G,两点坐标可得A,G,线直线方程(试件受循环弯曲应力时的材料常数)CG,线——屈服强度线。其上的点表示屈服极限由C点坐标和直线斜角可得CG,线方程§3-2机械零件的疲劳强度计算一、零件的极限应力线图引入Kσ—弯曲疲劳极限的综合影响系数则o-1—材料对称循环弯曲疲劳极限σ-le—零件对称循环弯曲疲劳极限将材料的极限应力线图中直线A,D,G,按比例Kσ向下移，CG,,部分按静强度考虑，故不作修正。即得零件的极限应力线图，如下故各点坐标为,C点坐标不变采用同样方法，可得AG直线方程：弯曲疲劳极限综合影响系数二、单向稳定变应力时机械零件的疲劳强度计算 所以：计算安全系数及疲劳强度条件为：机械零件可能发生的典型的应力变化规律有以下三种：应力比为常数：r=C平均应力为常数om=C最小应力为常数σmin=Cr=C时，应该有相加即为M点零件的疲劳极限：由上式得其它加载方式相同。联解直线MM2’与直线AG方程，求出M2’点横纵坐标值，并相加：即σnin=σ-σa=C为与横轴夹角450的斜直线，故可过M作斜线LM’,M3’点即为极限应力点。同样的方法可得：三、双向稳定变应力时机械零件的疲劳强度计算当零件上同时作用有同相位的稳定对称循环变应力sa和ta时，由实验得出的极限应力关系式为：由于是对称循环变应力，故应力幅即为最大应力。弧线AM'B上任何一个点即代表若作用于零件上的应力幅a及a如图中M点表示，则由于此工作应力点在极限以内，未达到极限条件，因而是安全的。§3-4机械零件的接触强度接触应力：当两零件以点、线相接处时，其接触的局部会引起较大的应力。这局部的应力称为接触应力。赫兹公式：其中：综合曲率4.作业单元标题：第五章螺纹联接及螺旋传动5.1螺纹5.2螺纹连接类型和标准连接件5.3螺纹连接的预紧5.4螺纹连接的防松课堂类别：理论教学目标：通过本次教学，让学生掌握螺纹联接类型及防松方法教学重难点：重点：螺纹联接类型及防松原理难点：无教学方法与手段：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学手段：课件演示、视频课件主要教学内容及过程(普通螺纹)、管螺纹——联接螺纹(精密传动)按牙型矩形螺纹，梯形螺纹，锯齿形螺纹——传动螺纹三、螺纹的主要参数(图4-3)2)内径(小径)d1(D1)7)螺旋升角ψ8)牙型角α9)牙型斜角β四、常用螺纹的种类、特点与应用比较3)永久防松：端铆、冲点(破坏螺纹)、点焊4)化学防松——粘合 课堂类别：理论2学时重点：螺栓受横向载荷、转矩、倾覆力矩时的受力(普通螺栓和绞制孔螺栓两种)1螺栓组连接的结构设计1)要设计成轴对称的几何形状。2)螺栓的布置应使螺栓的受力合理3)螺栓的布置应有合理的间距、边距5)避免螺栓承受偏心载荷b.螺栓组的对称中心与被连接结合面的形心重合1)受轴向载荷螺栓组连接2)受横向载荷的螺栓组连接特点：普通螺栓，铰制孔用螺栓皆可用，外载垂直于螺栓轴线、防滑铰制孔螺栓——受横向载荷剪切、挤压作用。单个螺栓所承受的横向载荷相等FR=R2/Z3)受横向扭矩螺栓组连接(1)圆形接合面：单个螺栓所受横向载荷(2)矩形接合面a)普通螺栓连接由静平衡条件∴连接件不产生相对滑动的条件为：rfF+fFr+A+fFr≥T=KT则各个螺栓所需的预紧力为b)铰制孔螺栓连接组由变形协调条件可知，各个螺栓的变形量和受力大小与其中心到接合面形心的距离成正比由假设——板为刚体不变形，工作后仍保持平面，则剪应变与半径成正比。在材料弹性范围内，应力与应变成正比由静平衡条件2T=0∴Fr+F₂r+A+F₂rz=T4、受翻转力矩螺栓组连接特点：M在铅直平面内，绕0-0回转，只能用普通螺栓，取板为受力对象，由静平衡条件设单个螺栓工作载荷为FiFL+FL₂+AF₂Lz=M单元标题：5.6螺纹连接的强度计算5.7螺纹连接件的材料和许用应力5.8提高螺纹连接强度的措施课堂类别：理论教学目标：通过本次课的学习，使学生掌握螺栓受轴向载荷的受力分析。教学重难点：重点：紧螺栓强度连接。难点：紧螺栓强度连接。教学方法与手段：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学手段：课件演示、视频课件主要教学内容及过程单个螺栓联接的强度计算1、失效形式和原因a)形式：多数为抗拉疲劳失效，静态失效较少，但严重过载拉断，螺牙剪断，螺纹压溃等可出现。b)失效原因：应力集中应力集中促使疲劳裂纹的发生和发展过程2、设计计算准则与思路受拉螺栓：设计准则为保证螺栓的疲劳拉伸强度和静强度受剪螺栓：设计准则为保证螺栓的挤压强度和剪切强度一、松螺栓联接如吊钩螺栓，工作前不拧紧，无QP,只有工作载荷F起拉伸作用，防断。强度条件为：——验算用(mm)(设计用)→定公称直径d式中：d1——螺杆危险截面直径(mm)[σ]——许用拉应力N/mm2(MPa)二、紧螺栓联接——工作前有预紧力QP工作前拧紧，在拧紧力矩T作用下：预紧力QP→产生拉伸应力σ复合应力状态c螺纹摩擦力矩T1→产生剪应力tT1——螺纹摩擦力矩，起扭剪作用，又称螺纹扭矩，N.mm1.3——系数将外载荷提高30%,以考虑螺纹力矩对螺栓联接强度的影响，这样把拉扭的复合应力状态简化为纯拉伸来处理，大大简化了计算手续。1、横向载荷的紧螺栓联接计算——主要防止被联接件错动普通螺栓联接——防滑特点：杆孔间有间隙，靠拧紧后正压力由(QP)产生摩擦力来传递外载荷，保证联接可靠(不产生相对滑移)的条件为：设所须的预紧力为QP面数目Ks防滑系数(可靠性系数)Ks=1.1~1.3铰制孔螺栓联接——防滑动特点：螺杆与孔间紧密配合，无间隙，由光杆直接承受挤压和剪切来传递外载荷RR——横向载荷(N);d0——螺杆或孔的直径(mm)(mm)→(公称直径)5.作业第6次2学时课堂类别：理论教学目标：教学重难点：1)平键；2)半圆键；3)花键由(轴径)d查手册b(宽)×h(高)×L(长)→强度验算普通楔键：上、下面为工作表面，有1:100斜度(侧面有间隙),4、切向键——两个斜度为1:100的楔键联接，上、下两面为工作面(打入)布置在圆周的切向。工作原理；靠工作面与轴及轮毂相挤压来传递扭矩。失效形式：压溃(键、轴、毂中较弱者——静联接)磨损(动联接)键的剪断(较少)1、平键联接的强度校核。b)剪切强度条件：导向平键、滑键(动联接)[t]——键的许用剪应力(N/mm2)花键联接：花键联接是由多个键齿与键槽在轴和轮毂孔的周向均布而成花键齿侧面为工作面——适用于动、静联接2、花键类型①矩形花键③渐开线花键③三角形花键型面联接轴和毂孔有柱形的和圆锥形的。作用：①主要用于零件间位置定位(定位销必须多于2个);②传递不大的载荷(均有标准);③安全保护装置中作剪断元件第7次教学目标：2学时第8次2学时第八章带传动8.1概述8.2带传动工作情况分析重点：受力分析欧拉公式弹性滑动的概念难点：掌握带应力分布规律教学方法与手段：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学手段：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、带传动的工作原理及特点1、传动原理——以张紧在至少两轮上带作为中间挠性件，靠带与轮接触面间产生摩擦力来传递运动与动力2、特点：二、带传动的主要类型与应用a.平型带传动b.V带传动——三角带一三角带传动c.多楔带d.同步带传动三、V带及其标准，三带胶带构造及标准V带构造：帘布芯结构；绳芯结构V型带标准，三角胶带规格、尺寸、使用等要求已有国家标准按截面尺寸从小到大共有如下类型：YZAB四、带传动的工作情况分析1、带传动的受力分析：工作前(预紧)——两边初拉力F0=F02)工作时(传递扭矩T)——两边拉力变化：①紧力F0→F1;②松边F0→F2仅以主动轮边带为对象(隔离体)分析：工作中，紧边伸长，松边缩短，总长不变，但总带长不变。这个关系反应在力关系上即拉力差相等(增量=减量)F-F₀=F₀-F₂→F+F₂=2F由于拉力差即为接触弧上产生的摩擦力的总和，必与传递有效圆周力平衡：(取带轮为隔离体即得)Fe——有效圆周力Ff——摩擦力的总和又根据：周向力与功率的关系带传递的功率：Fe——有效圆周力(N)V——带速(m/s)由式(6-1)和(6-2)得：一定的带传动其摩擦力Ff有一个极限值Ffmax→由Ffmax决定了带传动的传动能力。带传动的最大有效圆周拉力及其影响α—包角(rad)一般为主动轮(小轮包角)e—自然对数的底(e=2.718...)联立4、临界圆周力Fec带传动的最大有效圆周力(临界值(不打滑时))5、影响因素分析——①F0:②与α:α大接触弧长，Fec大，传递Fec大→传递扭矩T越大③f:三角带fv>f,∴V带承载能力大。弹性滑动与打滑1、弹性滑动——不可避免分析：主动轮上，带边走边收缩(∵力越来越小),由此带的变形逐步下降，带在开始进入轮时与轮贴紧，而出轮时则落后于轮，∴带速落后于轮速。从动轮上，恰恰相反，带边走边伸长，带连高于轮速。V2<V∴V-V2=VS——带对轮的相对滑动速度，这种现象称弹性滑动结论：弹性滑动是在外力作用下通过摩擦力引发拉力差而使得带的弹性变形量改变而引起的带在轮面上的局部相对滑动现象(使带与轮的速度有变化，使从动轮速度低于主动轮)。弹性滑动后果：①从动轮速度V2小于主动轮速度V1,使传动比不恒定。②传动效率n↓。③带的磨损加剧。2、打滑：——正常工作时必须避免打滑总是首先产生在小带轮上，(因为小轮上包角小)③当P↑个↑Fet1个，Fe>Ffc时，开始 d弹性滑动与打滑的区别：弹性滑动是由于带是挠性件，摩擦力引发的拉力差使带产生弹性变形不同而引起，是带传动所固有的，是不可避免的，是正常工作中允许的。而打滑是过载引起的，是失效形式之一，是正常工作所不允许的。是可以避免也是应该避免的。弹性滑动的影响：影响传动比i,使i不稳定，常发热、磨损。打滑的影响：使带剧烈磨损，转速急剧下降，不能传递T,不能正常工作。二、工作应力分析带中应力分布情况——∵σ₁>02,从紧边→松边₂矛盾?(过载保护作用与打滑是否矛盾?)第9次2学时8.3普通V带传动的设计计算8.4带轮设计8.5V带传动的张紧、安装与维护课堂类别：理论教学重难点：2.教学手段：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、失效形式与设计计算失效形式(主要)1)打滑；2)带的疲劳破坏2、设计准则：保证带在不打滑的前提下，具有足够的疲劳强度和寿命二)、单根三角胶带的功率—POσ传递功率有关(即与打滑有关σ)许用拉应力单根三角带在不打滑的前提下所能传递的功率为：式中：PO——单根带带传递的临界功率(KW)Fec——临界圆周力(N)[σ]——一定条件下(材料)由疲劳强度决定的许用拉应力设计数据及内容传动布置要求(中心距a)工作条件要求是：品word-----.设计步骤与方法(步一主要参数的选择方法)②选择带型号：Pca,n1③定带轮直径(验算带速V)a)由表定小轮直径D1min(与带的型号有关)(计算直径)圆整(也可不圆整),ε=0.02圆整(也可不圆整),ε=0.02b)验算带速V要求：5m≤V≤25m/s,最佳带速V=20~25m/s如V太小，由P=FV可知，传递同样功率<P时，圆周力F太大，带的根数太多，且P1太小，弯曲个，寿命↓,措施：应D1个且轴承尺寸个)V太大，则离心力太大，带与轮的正压力减小，摩擦力，传递载荷能力↓,传递同样载荷时所需张紧力增加，带的疲劳寿命下降，这时措施D1应↓,否则寿命太短。如V不合适，则应重选D14)求中心距a和带的基准长度Ldb)由a0定计算长度(开口传动)c)按表7-3定相近的基础长度Ld5)验算小轮包角6)计算带的根数Z7)确定带的初拉力FO(单根带)8)求带作用于轴的压力Q带轮结构设计及带的张紧与维护课后作业：8-2、8-3第10次2学时课堂类别：理论教学方法与手段：主要教学内容及过程套筒滚子链(结构与特点)链节数为偶数(常用)——内链板与外链板距(称开口销)——受力较好加工)三、链轮的主要参数节距P,齿数Z,分度圆直径(公称直径)d=P/sin180°1Z链轮的材料要求：1)强度；2)耐磨；3)耐冲击(在冲击载荷时)2、链传动的几何计算1)、链节数LP(节线长度)2)、中心距a正多边形边数~(Z)(齿数)正多边形边长~(P)(节距)——平均速度结论：链节在运动中，作忽上忽下、忽快忽慢的速度变化。这就造成链运动速度的不均匀，不恒定作有规律的周期性的波动。动载冲击——链传动的动载荷结论：链轮转速(n1)越高，节距(力)越大，(即齿数Z1越少),动载冲击越严重，噪音越大。当P、Z一定，则必须限制n,(nL—极限转速(表8-8)、nK—推荐用最高转速r/min),可降低冲击能量：还应注意：链节与轮相对速度也引起冲击。链传动的受力分析不计动载荷，链传动中主要作用力有：3、垂度拉力：Kf——垂度系数图α——两轮中心线与水平面的夹角4、紧边拉力F1=Fe+Fc+Ff从动力拉力F2=Fc+Ff5、作用于轴上载荷Q——为主从动边拉力之和，略去离心拉力(对轴压力没有影响)一般取Q≈1.2Fe1)各元件的疲劳破坏(主要指链板、销轴、套筒、滚子)——正常润滑及速度主要失效形式2)链节磨损后伸长(主要是销轴铰链磨损),造成脱链，跳齿3)冲击破坏(反复起制动、反转或受重多冲击载荷时，动载荷大，经多次冲击、4)胶合(重载高速)(破坏——验算nL)——极限转速5)轮齿过度磨损6)过载拉断——塑性变形(当低速重载V<0.6m/s,按静强度设计)t=100P,th=15000h△P/P≤3%(节距长度增量≤3%)额定单功率(单根)PO1)计算功率Pca=KA.P(KW)3)选型：由PO、nl→P→定链型号A4)讨论：当P↑,结构尺寸个，如n一定，承载力个，但运动不平稳性，动载、噪音也严重。结论；因此，在满足一定功率条件下，P越小越好，高速链尤其如此。如再考虑经当功率大(CP),V高时，→选节距(P)小，用多排链当a小，i大时→选节距(P)小，用多排链当a大，i小时→选节距(P)大，用单列链2、链轮齿数Z1、Z2及iZ1不能过少，Z1应为奇数!Z2不能过大!Z过多容易脱链结论：齿数过多，过少均不好，必须限制齿数，两面限制：传动比i齿数Z13、链节数与中心距——LP,a通常以节距倍数来表示链长LP∵a过小时则α过小(包角)参加啮合齿数少，总的LP也少，在一定的V下，链节应力循环次数增加，寿命下降，但a过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。一般推荐：初选a0=(30~50P),amax=80P2)算LP(链节数)圆整为整数(最好为偶数)Q≈1.2Fe工作压力课后作业：9-1、9-3单元标题：教学目标：通过本次课的学习，使学生掌握主要失效形式，热处理方法，掌握齿轮的计算载荷，掌握直齿轮力分析的方法教学重难点：教学方法与手段：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发原因：1)单齿对啮合接触应力较大；2)节线处相对滑动速度较低，不易形成润滑油膜；3)另外油起到一个媒介作用，润滑油渗入到微裂纹中，在较大接触应力挤压下使裂纹扩展直至表面金属剥落。防止措施：1)提高齿面硬度；2)降低表面粗糙度；3)采用角度变位(增加综合曲率半径);4)选用较高粘度的润滑油；1)提高齿面硬度；2)降低表面粗糙度；3)润滑油定期清洁和更换；4)变开式为闭式。原因：高速、重载→压力大，滑动速度高→摩擦热大→高温→啮合齿面粘结(冷焊结点)→结点部位材料被剪切→沿相对滑动方向齿面材料被撕裂。防止措施：1)采用抗胶合能力强的润滑油n↑(加极压添加剂);2)采用角度变位齿轮传动3)提高齿面硬度；4)配对齿轮有适当的硬度差5)改善润滑与散热条件。防止措施：1)提高齿面硬度；2)采用高粘度的润滑油或加极压添加剂。它与原动机与工作机的类型与特性，联轴器类型等有关2、动载荷系数KV——考虑齿轮制造误差和装配误差及弹性变形等内部因素引起的附加动载荷的影响主要影响因素：1)齿轮的制造精度Pb1≠Pb22)圆周速度V,图9-91)提高齿轮制造安装精度；3)齿顶修缘注意：修缘要适当，过大则重合度下降过大。造和装配误差而引起的沿齿宽方向载荷分布不均匀的影响。影响因素：1)支承情况：对称布置，好；非对称布置↓;悬臂布置，差。3)齿面硬度，硬度越高，赵易偏载，齿面较软时有变形退让。1)提高制造安装精度；2)提高支承刚度，尽量避免悬臂布置；3)采用鼓形齿(的系数。第12次2学时课堂类别：理论教学目标：重点：1齿根弯曲疲劳强度计算2计算的主要参数的选择方法主要教学内容及过程一、轮齿的受力分析忽略摩擦力，法向力Fn沿啮合线作用于节点处(将分布力简化为集中力)Fn与过节点P的圆周切向成角度α。Fn可分解为Ft和Fr1、力的大小圆周力Ft=2π/d1径向力Fr=Ft/tga大小相等，方向相反法向力Fn=Ft/cosaFn1=-Fn2T1——小齿轮上传递的扭矩(N.mm)d1——小齿轮上的直径(mm),α=20°2、力的方向Ft——“主反从同”,Fr——指向轴线一外齿轮背向轴线一内齿轮二齿面接触疲劳强度计算——防止疲劳点蚀要求齿面的最大接触应力不超过接触疲劳极限应力计算依据：赫其公式(弹性力学)L——接触线长度 品word--强度条件实际上节点处接触应力也较大，而点蚀又往往是从靠近节线附近(齿根部位)首先产生。所以：实际计算点——节点(单齿对)在节点P处:(齿数比)代入式得 重合度系数——节点区域系数则得接触疲劳强度的校核公式：则得设计公式：齿根弯曲疲劳强度计算——防止弯曲疲劳折断计算假设：1)单齿对啮合；2)载荷作用于齿顶；3)计算模型为悬臂梁；K,F=KF=KF,代入上式另计入：应力修正系数YSa——考虑齿根圆角引起的应力集中和其它应力的影响重合度系数Yε——考虑非单齿对啮合的影响∴弯曲疲劳强度的校核公式：设计公式：齿轮传动强度计算说明：均相同只不同，应2、轮齿面——按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度硬齿面——按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度4、在其它参数相同的条件下，弯曲疲劳强度与m成正比.设计参数的选择1、压力角α:标准齿轮α=20°*)↓→降低齿面滑运速度VS→减小磨损胶合。到齿厚S↓→弯曲强度∴闭式软齿面齿轮(点蚀)→Z1可取多一些(20~40)→增加传动平稳性，减小冲击闭式硬齿面齿轮(弯曲疲劳)→a一定时，宜取Z1少一些(使m个),Z1=17~20,但Z1≥17(14)。17—不根切，14—不量根切。应力循环次数N=60njLhn——r/min,j——齿轮每转啮合次数，Lh——齿轮总工作时数σlim——齿轮疲劳极限应力三、齿轮精度等级的选择：按GB10095-88(圆柱齿轮)和GB11365-89(圆锥齿轮)规定：精度等级：高低课后作业：10-5单元标题：10.7斜齿圆柱齿轮传动的强度计算10.8直齿锥齿轮传动的强度计算10.9齿轮的结构设计课堂类别：理论教学目标：通过本次课的学习，使学生掌握斜齿轮、锥齿轮受力分析和强度计算方法教学重难点：重点：斜齿轮、锥齿轮受力分析难点：无教学方法与手段：1.教学方法：教师讲授、案例分析、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学手段：课件演示、视频课件主要教学内容及过程一、斜齿轮轮齿的受力分析不考虑摩擦力的影响，轮齿所受的法向力Fn作用于垂直于轮齿齿向的法平面内，1、力的大小2、力的方向Ft——“主反从同”,Fr——指向轴线—外齿；背向轴线—内齿Fa——主动轮的左右手螺旋定则。即根据主动轮轮齿的齿向伸左手或右手(左旋伸左手，右旋伸右手),握住轴线，四指代表主动轮的转向，大拇指所指即为主动轮所受的Fal的方向，Fa2与Fal方向相反。五、齿根变曲疲劳强度校核计算公式：设计计算公式：六、齿面接触疲劳强度计算接触疲劳强度校核公式M设计公式：——节点区域系数，其余参数同直齿轮锥轮齿的受力分析沿齿宽的分布载荷看作集中载荷Fn假设作用于齿宽中点，不计摩擦力，垂直于轮1、力的大小F=2π/d=-F₂弯曲强度校核公式：齿形系数YFa、YSa——按当量齿数ZV=Z/cosδ查表9-5齿根应力修正系数齿面接触疲劳强度校核公式第15次2学时课堂类别：理论主要教学内容及过程阿基米德蜗杆(ZA)——最常用，垂直于轴线平面的齿廓为阿基米德螺线，在过轴线的平面内齿廓为直线，在车床上切制时切削刃顶面通过轴线。2a=40°,加工简三普通圆柱蜗杆传动的主要参数及几何尺寸计算1、模数m和压力角α2、蜗杆的分度圆直径d1和直径系数q由于加工蜗轮须用与之啮合的蜗杆参数相同的滚刀来加工，所以对于同一尺寸的蜗杆必须一把对应的蜗轮滚刀，即对同一模数不同直径的蜗杆，必须配相应数量的滚刀。∴为了限制蜗轮滚刀的数量，取蜗杆直径d1为标准值，并引入直径系数q.3、蜗杆头数Z15、传动比和齿数比u——齿数比——大齿轮齿数比小齿轮齿数；传动比——从动轮齿数比主动轮齿数6、蜗轮齿数Z27、标准中心距a四蜗杆传动的几何尺寸计算——课后习题：11-1、11-2第16次2学时11.3承载能力计算11.4圆弧圆柱蜗杆传动设计计算11.5效率、润滑及热平衡计算11.6结构设计要求：1)足够的强度；2)良好的减摩、耐磨性；3)良好的抗胶合性兼1、力的大小 2、力的方向和蜗轮转向的判别Ft——“主反从同”,Fr——指向轴线Fa1——蜗杆左(右)手螺旋定则，根据蜗杆齿向伸左手或右手，握住蜗杆轴线，四指代表蜗杆转向，大拇指所指代表D蜗杆所受轴向力Fa1的方向，Ft2的方向与三、蜗杆传动的强度计算1、蜗轮齿面接触疲劳强度：2、蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算弯曲疲劳强度校核公式：蜗杆传动的润滑普通蜗杆粘度的润滑油。一般低速重载→用粘度高的润滑油；一般高速轻载→用粘度低的润滑油蜗杆传动热平衡计算∵蜗杆传动效率较低，摩擦发热较大，温升较高，过高的温度使润滑油稀释，粘度下降，啮合时从齿面间被稀释，会加剧磨损和胶合。∴要进行热平衡计算：∴蜗杆传动单位时间的发热量为H1H1=1000P(1-η)W若以自然冷却方式，单位时间散热量为H2H2=KdS(t-t0)WKd——箱体表面散热系数，S——箱体散热面积t——油的工作温度，一般应限制在60~70℃,最高不超过80℃,tmax≤80℃t0——环境温度，一般取t0=20℃达到热平衡时：1)加散热片以增大散热面积2)蜗杆轴端加风扇，用强制风冷却3)在传动箱内安装循环冷却管路课后习题：11-3、11-4单元标题：传动机构认知课堂类别：实训教学目标：通过本次课的学习，使学生掌握带、链、齿轮、蜗轮传动的特点和应用教学重难点：重点：传动机构的设计难点：无教学方法与手段：1.教学方法：教师讲授、分组实训、集体讨论、个别回答、师生互动启发2.教学手段：实训为主，教师讲授为辅主要教学内容及过程1、分组：每组20人，共分为三组。2、教师讲授常见的带、链、齿轮、蜗轮传动的特点、类型及应用。通过实物演示及实际应用。第17次2学时13.1概述13.2滚动轴承的主要类型及代号13.3滚动轴承类型的选择课堂类别：理论概述：标准滚动轴承的组成：内圈1、外圈2、滚动体3(基本元件)、保持架4④角接触球轴承——7(6)能同时承受径向载荷和单向轴向力，接触角⑤圆锥滚子轴承——3(7)能同时承受径向载荷和单向Fa,α越大，承受Fa能力⑥推力球轴承——5(8)单向推力球轴承51000—只能受单向Fa;双向推力球轴承圆锥滚子~;5—推力球~;7—角接触球~;1—调心球；N—圆柱滚子~。宽度系列——右起第四位——某些宽度系列(主要为0系列和和正常系列)代号可(3)轴承的内径——基本代号右起一二位数字。前置代号基本代号(数字、后置代号(字母+数字) I代号3、后置代号——反映轴承的结构、公差、游隙及材料的特殊要求等，共8组代号。(1)内部结构代号——反映同一类轴承的不同内部结构(3)轴承的公差等级第18次2学时单元标题：13.4滚动轴承的工作情况13.5滚动轴承尺寸的选择13.6轴承装置的设计教学目标：难点：无教学方法与手段：主要教学内容及过程肉定套圃载应力应力力分布有磨磨损和粘着磨损(烧伤)计算准则：一般轴承1)进行疲劳寿命计算(针对点蚀);2)静强度校核。基本额定寿命L10——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数(以106为单位)或一定转速下的工作时数基本额定动载荷C——由试验得到，轴承的基本额定寿命L10=1(106转)时，轴承所能承受的载荷称~。在基本额定动载荷作用下，轴承可以转106转而不发生点蚀失效的可靠度为90%。纯径向载荷——向心轴承基本额定动载荷C纯轴向载荷——推力轴承二)、滚动轴承的当量动载荷P(实际载荷)定义：将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的假想载荷，该假想载荷称为：当量动载荷P在当量动载荷P作用下的轴承寿命与实际联合载荷作用下的轴承寿命相同1.对只能承受径向载荷R的轴承(N、NA轴承)P=R2.对只能承受轴向载荷A的轴承(推力球(5)和推力滚子(8))P=A3.同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承P=XR+YAX——径向载荷系数，Y——轴向载荷系数考虑冲击、振动等动载荷的影响，使轴承寿命降低，引入载荷系数fp三、滚动轴承的寿命计算公式载荷与寿命的关系曲线方程为：E——寿命指数按小时计的轴承寿命：考虑当工作t>120℃时，因金属组织硬度和润滑条件等的变化，轴承的基本额定动载荷C有所下降，∴引入温度系数ft——对C修正，则选轴承型号和尺寸!角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷A的计算。该类轴承受R→产生派生轴向力S,∴要成对使用，对称安装实际轴向载荷A的确定1)分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被“压紧”和“放松”的轴承。2)“压紧”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外，轴上其他所有轴向力代数3)“放松”端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力不同可靠度时滚动轴承的寿命Ln前面公式中计算得到的轴承寿命的可靠度为90%,而各种机械中所要求轴承的寿命的可靠度不一样，∴为计算不同可靠时轴承的寿命，引入寿命修正系数a1,则L=aLL10——为轴承的基本额定寿命，其可靠度为90%al——可靠度不为90%时，额定寿命修正系数，——即受载最大的滚动体与滚道接触处中心处引起的接触应力达到一定值(例调心球：4600Mpa;其他球轴承：4200Mpa;滚子PO——轴承的当量静载荷(假想载荷)。在当量载荷作用下轴承的塑性变形量与实一)、滚动支承的结构型式2、一端固定(双向),一端游动——适于转速较高，温差较大和跨距较大二)、滚动轴承的轴向固定三)、支承的刚度和座孔的同心度五)、滚动轴孔的配合六)、滚动轴承的预紧预紧的目的：1)提高旋转精度；2)增加支承刚性；3)减小振动和噪音，延长轴七)、滚动轴承的装拆八)、滚动轴承的润滑目的；1)降低摩擦和磨损；2)散热；3)缓冲、吸振、降低噪音；4)防锈和密封。九)、滚动轴承的密封第19次2学时课堂类别：理论主要教学内容及过程一、联轴器的类型、结构和特性机械式联轴器：1、刚性联轴器刚性固定式联轴器(无法补偿两轴线相对位移偏差)①套筒联轴器，②凸缘联轴器：③夹壳式联轴器，刚性可移式联轴器①十字滑块联轴器②万向联轴器③齿轮联轴器，2、弹性联轴器(并可补偿轴线偏差，有弹性元件、缓冲吸振)1)弹性套柱销联轴器2)弹性柱销联轴器3)轮胎联轴器二、联轴器的选择1、选联轴器类型——按载荷大小，转速高低，而轴对中性和工作特性(振动、冲KA——工作情况系数，表14-1;T——名义扭矩；[T]——许用扭矩允许最高转速(/min)5、协调轴孔直径离合器要求：操纵方便、省力，接合和分离迅速平稳、动作准确、结构简单按操纵方式：气动式~外力~液压式~离合器超越~自动操纵离心~安全离合器啮合式按结合原理摩擦式一、机械离合器1、牙嵌式离合器——适于停车和低速(n<10r/min)时接合Z=315牙型梯形牙——Z=5~11接合不太容易牙型三角形牙——易于接合，但承载低Z=15~6