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1、1、受轴向力A每个螺栓所受轴向工作载荷：F =F：/z2、受横向力已每个螺栓预紧力：F03、受旋转力矩T每个螺栓所受预紧力:4、受翻转力矩M螺栓受最大工作载荷:受拉螺栓连接z：螺栓数目；F:每个螺栓所受工作载荷KFl f :接合面摩擦系数； i :接合面对数;fizFo 一i=1F max 一MLmax L25、受横向力A （较制孔用螺栓）每个螺栓所受工作剪力：F = F7/6、受旋转力矩T （较制孔用螺栓）受力最大螺栓所受工作剪力：FmaxmaxTrmaxrii=1松螺栓连接：；;d12 4受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接:受轴向静载荷：二1.3F2二 d2 4受剪力的较制孔用螺栓连接剪力
2、:螺栓的剪切强度条件：.,2.二do /4许用拉应力：t.- 1许用切应力:Ks:防滑系数;Lmax：最远螺栓距离受剪螺栓连接z：螺栓数目；Ks：防滑系数；z：螺栓数目f :摩擦系数; ax：最远螺栓距离！1螺栓连接强度计算只受预紧力的紧螺栓连接：；;受轴向动载荷：:-CbCb Cm螺栓与孔壁挤压强度：c-p p螺纹连接的许用应力1.3Fo二 d12 42F二 d12doLmin来源于网络许用挤压应力:钢SP铸铁：卜P=*SP来源于网络牌:螺纹连接件的屈服极限；Ob :螺纹连接件的强度极限；S S，Sp：安全系数第六章键、花键、无键连接和销连接普通平键强度条件：1- p32T 10kld导向平
3、键连接和滑键连接的强度条件:2T 103 p = kldT:传递的转矩，N.mk：键和轮毂的接触高度，k=0.5h, h为键的高度，mml :键的工作长度， mm,半圆头l = L -0.5b ；圆头l = L b ；平头平键l = L d:轴的直径，mmkp】：轴、键、轮毂三者中最弱材料许用挤压应力,Ip 1：轴、键、轮毂三者中最弱材料许用压力,MPaw I I11MPa花键连接强度计算静连接强度条件:产103.zhldmp2T 103, 1动连接强度条件：p=10 _ l.pl中=0.7 0.8 ,齿数多时取偏小值zhldm中：载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取z:花键齿数l :齿的
4、工作长度，mm.D -d h :齿侧面工作图度，h = -22C , C倒角尺寸, 工工 , D d工， .dm ：花键的平均直径，矩形花键dm =，渐开线花键dm=d，d为分度圆直径，mm2匕p】：花键许用挤压应力，MPapl：花键许用压力，MPa第八章带传动1、带传动受力分析的基本公式F1 ：紧边接力，N；F2：松边拉力，N；F0:初拉力，N; Fe :有效拉力，N;Ff:总摩擦力，N2、带传动的最小初拉力和临界摩擦力Fec:临界摩擦力，N；Ffo(:临界有效拉力，N； f :摩擦系数，N； 口 ：带在轮上的包角，rad3、带的应力分析紧边拉应力：CT1 =松边拉应力：CT2 =AAF q
5、v2离心拉应力：7 c = =-A A带绕过带轮产生的弯曲应力:2A ：带的横剖面面积，mm ；q :带的单位长度质量，kg/m ;v：带速，m/s； E：带的弹性模量， N/mm2; h：带的厚度，mm； dd :带轮基准直径， mm带的最大应力发生在紧边绕入小带轮之处：:二- c-max 1 c b第十章 齿轮传动. I J;直齿轮圆周力：Fti=2L径向力：Fri=Ftitanu 法向力Fn =-_FLd1cos二I I , I I y一 u ： B斜齿轮圆周力：Ft1=ZL 径向力：Fr= Fttan n 轴向力：Fa= Ft tan P 法向力Fn =-蕾d1cos：cos： nco
6、s：直齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式：仃F =%且强迄强 trF bm设计计算公式m _3 2KFTY；.冷工；：;d 4二L1I JIYFa :齿形系数； Ra应力校正系数；Kf弯曲疲劳强度计算载荷系数，Kf = KaKvKfhKfPY ；弯曲疲劳计算的重合度系数育齿圆柱齿轮齿面疲劳接触强度计算0 H =J2KhTi .u-1ZhZzTh I dd13u-设计计算公式d1至312KHT1，匹口 ZhZeZm *du H J斜齿轮齿根弯曲疲劳弓S度校核公式c-F =2faYSaYYcos_ k.- F 1d m3Z12设计计算公式mn 一_22KFT1Y：cosYFaYSadZ2YFa :斜齿轮
7、齿形系数，可近似按当量齿数Zvcos3 ：由表查取Ysa :斜齿轮应力校正系数，可近似按当量齿数Zv由表查取YP：螺旋角影响系数;Y .：弯曲疲劳强度计算的重合度系数 V-斜齿轮齿面接触疲劳强度校核计算公式2KhTi u_1、H 1 dd； u ZHZEZZ H2设计计算公式d1 2 ；|24也归 & E ； 口Z n = ：cos。、包 U tH J )尸锥齿轮轮齿受力分析圆周力Ft = 2T1dmi径向力 Fr1 = Ft tan & cos 1 = Fa211 ! i!.r _ f 心 11 7.轴向力 Fai = Ft tan ：- cos 1 = Fr2r x x ？ _ _a f
8、L . J法向载荷Fn = Ftcos 二齿根弯曲疲劳强度校核计算公式C-F ： KFTlYFaYsa_ bF 1R 1 -0.5 R 2m3Zi2U2 1设计计算公式 m -3KfTiYFaYsa%(1 -0.5/ 2z2v,u2 +1齿面接触疲劳强度校核计算公式C-H = ZhZe4KHT1*r(1 -0.5*r fd；u设计计算公式d1 -ZhZe4KHT1HJj *R(1-0.5*Rfu第十一章蜗杆传动，一，2Tl蜗杆圆周力Ft1=Fa2=q d1蜗杆轴向力Fa1 =Ft2 =2T2 d2蜗杆径向力 Fr1 =Fr2 = Ft2 tan)蜗杆法向载荷FnFaicos ：- n cos蜗
9、轮齿面接触疲劳强度校核公式-hH=480 2 d1m2Z设计计算公式m2d1 , KT2480Z2 L H LK：载荷系数，K=KaKKv, Ka使用系数，Kp齿向载荷分布系数，Kv动载系数MPa二h /!二h：分别为蜗轮齿面的接触应力和许用接触应力,蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核公式aF1.53KT2一 I idid2m YFa2Y” -F设计公式m2d1 _1.53KT2Z21YFaY：II仃F :蜗轮齿根弯曲应力，MPaYFa2 :蜗轮齿形系数f】：蜗轮的许用弯曲应力，MPa第十二章滑动轴承一、不完全液体润滑径向滑动轴承计算在设计时，通常已知轴承所受的径向载荷1、验算轴承平均压力 pB:轴承宽
10、度，mm,根据宽径比 B/d2、验算轴承的pv值，单位 MPa.m/sv：轴颈圆周速度，即滑动速度，m/s3、验算滑动速度 v,单位m/s确定F ,轴颈转速 n ,轴颈直径d ,进行以下验算:p:轴瓦材料的许用压力，MPapv：轴承材料的 pv许用值 MPa.m/sv I：许用滑动速度，m/s二、不完全液体润滑止推滑动轴承的计算在设计止推轴承时，通常已知轴承所受轴向载荷Fa,轴颈转速n,轴颈直径d2和轴承孔直径di以及轴环数目z,处于混合润滑状态下的止推轴承需校核p和pv。1、验算轴承的平均压力p,单位MPa2、验算轴承的pv值，单位 MPa.m/s三、液体动力润滑径向滑动轴承的主要几何关系1
11、、轴承直径间隙 A = Dd 2、轴承半径间隙 a=R r=A/23、轴承相对间隙 d = /d =/re4、轴承偏心距 e=oo5、轴承偏心率6、最小油膜厚度 hmin =d-e = 6(1-Z )oF 22 vB7、任意位置油膜厚度 h=61+工cos邛)8、最大油膜压力处油膜厚度ho =d(1 + 7- cos平0 )四、对于有限宽液体动力润滑轴承，油膜的总承载能力上 乃F 2油膜的承载量系数 Cd =-一p dB州：润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，N.S/m2。B :轴承宽度，m；F :外载荷，N ;v：轴颈圆周速度，m/s五、液体动力润滑轴承的热平衡计算f :摩擦系数；q :润
12、滑油流量，m3/s；P :润滑油密度，kg/m3c :润滑油的比热，J /(kg C )t0：润滑油出口温度，Ct1 :润滑油进口温度，Cs:轴承的散热，W/(kg C ) v :轴颈圆周速度，m/s第十三章滚动轴承一、滚动轴承寿命计算正常情况下Lioffth - 60n S0P0So：轴承静强度安全系数第15章轴一、轴的强度校核计算P9550000 1、按扭转强度条件计算 音Wt0.2d7T :扭转切应力，MPaT :轴所受的扭转，N.mmWT :轴的抗扭截面系数，mm2n :轴的转速，r/minP:轴传递的功率，kWd ：计算截面处轴的直径，mm!.t 1：许用扭转切应力，MPa2、按弯扭合成强度计算仃ca：轴的计算应力，MPaM :轴所受的弯矩，N.mmT :轴所受的扭矩，N.mmW:轴的抗弯截面系数，mm3匕工：对称循环变应力时轴的许用弯曲应力不、飞 V 弋)13、按疲劳强度条件进行精确校核计算安全系数ScaS2Sj仅有法向应力时的安全系数SI：仅有切向应力时的安全系数4、按静强度条件进行校核S&a ：危险截面静强度的计算安全系数Ss :按屈服强度设计安全系数Ss。：只考虑弯矩和轴向力时的安全系数Ss :只考虑扭矩时的安全系数 T二、轴的刚度校核计算1、轴的弯曲刚度校核