机械设计复习(1).

1、第四章 带传动,一、工作原理,V带传动的工作面为两侧面，平带传动的工作面为两内环表面，在预紧力相同的情况下，由于V带的摩擦力比平带大，故传递的功率大。,带传动是靠摩擦来传递运动和动力；,标准普通V带工作面的两侧面夹角为 = 40，相应的V带轮轮槽的两侧面夹角则小于40。,1.力分析,二、工作情况分析,为弧度,第四章 带传动,2.应力分析,带传动有拉应力、弯曲应力、离心拉应力；最大应力发生在紧边进入小带轮处。,限制小带轮的最小直径主要是为了限制弯曲应力,3. 带的弹性滑动与打滑,带传动的弹性滑动：,产生的原因：胶带为弹性体，且传动过程中存在拉力差。,产生的后果：使传动比不稳定，不为常数。,是否能避免：对带传动而言弹性滑动是不可避免的。,二、工作情况分析,带传动的打滑：,产生的原因：有效拉力超过了最大摩擦力，即FeFfmax。,产生的后果：使带传动失效。,是否能避免：对带传动而言打滑是可以避免的， 只要FeFfmax即可。,第四章 带传动,二、工作情况分析,3. 带的弹性滑动与打滑,三、带传动的设计计算,1.带传动的失效形式：带的打滑和带的疲劳损坏,2.设计计算准则：在保证带传动不打滑的前

2、题下，使胶带具有一定的疲劳强度和寿命。,3.设计中各参数的选择 在设计带传动时，为防止带的弯曲应力过大，应限制小带轮的最小直径。,第五章 链传动,一、工作原理,链传动是靠啮合来传递运动和动力，链传动传动平稳性差。,链条的节距p为主要参数。设计链传动时，链节数最好取偶数。,链传动大链轮齿数不宜过多的原因是避免磨损时过早脱链。,链传动的运动不均匀性：,产生的原因：链板为刚性，当链条绕过链轮时相当于绕在一多边形上，即为多边形效应。,产生的后果：使传动不稳定，会产生振动和动载荷，瞬时传动比不为常数。,二、工作情况分析,是否能避免：对链传动而言运动不均匀性是不可避免的。,转速过大、节距过大、齿数过小，则动载荷越大。,三、链传动的失效形式,第五章 链传动,链的疲劳破坏、链条铰链磨损、胶合、链条过载拉断。,链传动大链轮齿数不宜过多的原因是避免磨损时过早脱链。,第六章 齿轮传动,一、齿轮传动的失效形式及设计准则,轮齿的折断、齿面疲劳点蚀、齿面磨损、齿面胶合、齿面塑性变形。,齿轮传动的五种主要失效形式中，最严重、必须避免的失效形式是轮齿的折断；闭式软齿面齿轮传动最主要的失效形式是齿面疲劳点蚀；高速重载齿

3、轮传动易发生齿面胶合。,第六章 齿轮传动,一、齿轮传动的失效形式及设计准则,闭式钢制软齿面齿轮传动，主要失效形式是齿面点蚀，故按齿面接触疲劳强度进行设计计算，再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。,闭式钢制硬齿面或铸铁齿轮传动，主要失效形式是齿根弯曲折断，故按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，再按齿面接触疲劳强度进行校核。,开式齿轮传动，主要失效形式是齿面磨损，严重磨损后齿根弯曲折断，故按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算即可。,二、轮齿的受力分析,直齿、斜齿、锥齿的受力分析（书上作业）。,三、齿轮传动的强度计算,第六章 齿轮传动,1. 齿面接触疲劳强度计算,2) 两轮的材料、热处理方法、齿面硬度不同,故两齿轮的许用接触应力不同,即H 1H 2。,1) 相互啮合的两齿轮产生的接触应力是相等的,即H1= H2 。,3) 校核时应校核两个齿轮中较小者,即要求H H 小。,4) 设计时，公式中 H 的值应将H 1与H 2 中的较小者代入设计公式计算。,5)齿面接触强度主要取决于小齿轮分度圆直径d1或传动的中心距a，模数m不能成为衡量齿轮接触强度的依据。,6) 公式中b代小值。,三、齿轮传动的强度计算,第六章

4、齿轮传动,2. 齿根弯曲疲劳强度计算,1)由于YFa、YSa是按齿数查取,而两个齿轮的齿数不同,故两轮的YFa1、YSa1和YFa2、YSa2不同,所以两轮的弯曲应力也不同,即F1F2。,2) 两轮的材料、热处理方法、齿面硬度不同,故两齿轮的许用弯曲应力不同,即F1F2。,5) 齿根弯曲疲劳强度主要取决于模数,在满足弯曲强度的条件下可适当选取较多的齿数，以使传动平稳。,三、齿轮传动的强度计算,第六章 齿轮传动,2. 齿根弯曲疲劳强度计算,6) 公式中b代小值。,3) 校核时必须分别校核两个齿轮的弯曲强度,即,第七章 蜗杆传动,一、蜗杆传动的受力分析,图示为蜗杆、齿轮传动装置，已知主动斜齿轮1的转向n1和蜗杆的旋向 ，今欲使轴上传动件轴向力相抵消，试确定：1. 斜齿轮1、2轮齿的旋向；2. 蜗轮的转向及其旋向； 3. 画出齿轮1、2、3、4、5、6上的受力情况(用各分力表示)。,解：,蜗轮6右旋,第八章 滚动轴承,一、滚动轴承的代号,基本代号（内径代号、直径系列代号、类型代号）、内部结构代号、公差等级代号（0级在代号中可不标）、游隙代号（0组在代号中可不标）。,二、滚动轴承的寿命计算,1

5、. 轴承的寿命和额定寿命,轴承的寿命是指轴承在发生点蚀前所能达到的或超过的总转数或总工作小时数。,基本额定寿命是指一批零件在相同的运转条件下，90%的轴承在发生点蚀前所达到的或超过的总转数或总工作小时数。,第八章 滚动轴承,二、滚动轴承的寿命计算,2. 轴承径向载荷Fr的计算,3. 派生轴向力FS的计算,4. 轴承轴向载荷Fa的计算,(1) 确定派生轴向力的指向，“正装”两派生轴向力相 对，“反装”两派生轴向力背离；,(2) 判定轴上全部轴向力的合力指向；,(3) 确定哪个轴承被“压紧”，哪个轴承被“放松”；,(4) 被“放松”的轴承的轴向载荷Fa就等于自身的派生轴向力FS；,(5) 被“压紧”的轴承的轴向载荷Fa等于除自身派生轴向力FS以外其余所有轴向力的代数和。,第八章 滚动轴承,二、滚动轴承的寿命计算,5. 轴承当量动载荷P的计算,P = X Fr + Y Fa,6. 滚动轴承寿命计算,三、滚动轴承的组合设计,在滚动轴承的组合结构中，两端固定支承结构型式主要用于温度变化小的短轴。,在滚动轴承的组合结构中，一端固定一端游动支承结构型式主要用于温度变化大的长轴。,第九章 滑动轴承,一

6、、不完全液体润滑滑动轴承设计计算,1) 控制轴承的平均压强 p (防止过渡磨损)；,二、形成液体动压润滑的必要条件,1. 两滑动表面必须具有收敛的楔形空间；,2. 两滑动表面必须具有相对滑动速度v , 其方向应使润滑油从楔形大口流入, 从小口流出；,3. 有一定粘度的润滑油不断补充到楔形空间内。,2) 控制滑动速度 v (防止局部发生严重的加速磨损)；,3) 控制 pv (防止轴承温升过高而发生胶合)。,第十章 联轴器和离合器,一、联轴器和离合器的功用与区别,联轴器和离合器主要是用来联接不同机器(或部件)中的两根轴,使它们一起回转,以传递运动和动力。,联轴器联接的两轴只有在机器停下来时, 用拆卸的方法才能将其分离或合上。,离合器联接的两轴可在机器运转中随时随地方便的将两轴分离或结合, 这就可以适用于从动轴要随时起动、停止, 而主动轴难以作出相应变化的场合。,二、联轴器的分类及应用场合,第十一章 轴,一、轴的用途及分类,按轴承受载荷的不同分： 1. 心轴 只承受弯矩而不承受扭矩的轴。,2. 传动轴 主要承受扭矩而不承受弯矩或弯矩很小的轴。,3. 转轴 既承受扭矩,又承受弯矩的轴。,二、轴

7、的结构设计,轴的结构设计与滚动轴承的组合设计联合在一起改错。,三、轴的强度计算,1. 按扭转强度计算,对于仅受扭矩作用的传动轴,按扭转强度计算可以求出其轴径；对于转轴则按扭转强度计算初估最小直径。,2. 按弯扭合成强度计算,对于转轴在做完轴的结构设计初步确定了轴的几何形状和尺寸后按弯扭合成强度进行计算。,3.提高轴的刚度是要加大轴的直径。,第十二章 轴毂联接,一、键联接,1.键联接的功用、分类、结构型式及应用,平键联接的可能失效形式有 压溃、磨损、剪切破坏等。,半圆键的缺点是对轴的削减较大，所以一般用于轻载静连接。,平键联接、半圆键联接、楔键联接、切向键联接的工作面。 普通平键联接的主要用途是使轴与轮毂之间沿轴向固定并传递轴向力。,2. 键联接的选择和平键联接的强度校核,尺寸选择: 键的主要尺寸为键的宽度b、高度h和长度L。 设计时键的剖面尺寸bh通常是根据轴的直径d由标准中选定, 而键长L一般可根据轮毂宽度B而定, 键长略短于轮毂宽度510 mm, 但必须符合键的长度系列(轮毂宽度B=(1.52)d) 。,1. 按使用要求选择键的主要类型，,键连接的设计步骤：,2. 按轴的直径选择键

8、的剖面尺寸bh，,4. 对联接进行必要的强度校核。,3. 按轮毂长度选择键的长度L，,第十二章 轴毂联接,一、键联接,第十三章 螺纹联接,一、螺纹联接的主要类型,螺栓联接、双头螺柱联接、螺钉联接、紧定螺钉联接的特点和应用。,二、螺纹联接的防松,摩擦防松、 机械防松、永久防松。,三、螺栓组联接的受力分析,螺栓组联接结构设计的主要目的在于合理确定被连接件接合面的形状和螺栓的数目。,1. 受横向载荷和旋转力矩的螺栓组联接,铰制孔用螺栓联接螺栓杆的受剪切和挤压的作用。,普通螺栓联接螺栓杆受到轴向预紧力F0的作用；则螺栓中受拉伸和扭转应力的作用；则载荷是靠接合面之间的摩擦力来传递。,2. 受轴向载荷和翻转力矩的螺栓组联接,第十三章 螺纹联接,三、螺栓组联接的受力分析,螺栓杆受到轴向预紧力F0和轴向外载荷FQ的作用。,四、螺栓联接的强度计算,受横向载荷FR作用的普通螺栓连接,1. 只承受预紧力的紧螺栓连接,受旋转力矩T作用的普通螺栓连接,强度条件,设计公式,2. 受预紧力和轴向工作载荷共同作用的紧螺栓连接,受轴向载荷FQ作用的螺栓连接,工作载荷F为：,受翻转力矩M作用的螺栓连接,工作载荷F为：,第十三章 螺纹联接,四、螺栓联接的强度计算,螺栓所受的总拉力为：,强度条件,设计公式,解：1. 起重力矩T,2. 求单个螺柱的预紧力F0,3. 求螺柱的小径d1,

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