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1、第三章 轴毂联接,键是标准件 通常用于联接轴与轴上旋转零件与摆动零件 起周向固定零件的作用以传递旋转运动或扭矩 导键、滑键、花键还可用作轴上移动的导向装置,一、键联接的类型、特点与应用,主要类型：平键、半圆键、楔键、切向键,1、平键 1）普通平键,用于静联接，即轴与轮毂间无相对轴向移动 两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩 轴上的槽用盘铣刀或指状铣刀加工、轮毂槽用拉刀或插刀加工,3-1 键联接,普通平键： 圆 头 A型（常用）键顶上面与毂不接触有间隙 方 头 B型常用螺钉固定 半圆头C型（端铣刀加工）用于轴端与轮毂联接,用于动联接，即轴与轮毂之间有相对轴向移动的联接,滑键键随轮毂移
2、动,导向键键不动，轮毂轴向移动,2）导向平键与滑键,二、平键联接的强度校核,失效形式：压溃（静联接键、轴、毂中较弱者） 磨损（动联接） 键的剪断（较少）,1、平键联接的强度校核,a) 挤压强度条件为：,允许传递的扭矩：,T扭矩（Nmm）k工作高度 k=h/2 d轴径（mm） l工作长度 A型键：l=L-b B型键：l=L C型键：l=L-b/2 L公称长度,GB1096-79,d 自68 810 1012 1217 1722,b*h 2*2 3*3 4*4 5*5 6*6,L 6,8,10,12,14,18,20,22,25,28,32,36,40,d 2230 3038 3844 4450
3、5058,b*h 8*7 10*8 12*8 14*9 16*10,L,1、按截面形状分,2、按螺旋线的 旋向分,3、按螺旋线的 线数分,4、按螺距分,锯齿形螺纹,三角形螺纹,矩形螺纹,梯形螺纹,第五章 螺纹联接,二、螺纹的主要几何参数,1）外径（大径）d（D）与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱 面直径，亦称公称直径 2）内径（小径）d1(D1) 与外螺纹牙底相重合的假想圆柱 面直径 3）中径d2 在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆柱 面的直径，d20.5(d+d1),各直径应用场合？,普通螺栓联接,铰制孔用螺栓,双头螺柱联接,螺钉联接,5-2 螺纹联接的基本类型和螺纹联接件,一、螺纹联接的基本
4、类型,1、,2、,3、,5-4 螺纹联接的预紧和防松,一、预紧,螺纹联接：松联接在装配时不拧紧，只存受外载时才受到力的作用 紧联接在装配时需拧紧，即在承载时，已预先受力，预紧力QP,二、预紧力的控制,拧紧力矩,危险截面面积,规定：,通过控制T 间接控制Qp,测力矩板手测出预紧力矩 定力矩板手达到固定的拧紧力矩T时，弹簧受压将自动打滑 测量预紧前后螺栓伸长量精度较高，但比较麻烦,三、预紧应力,结论：对于需要拧紧的螺栓，计算截面应力时， 可把预紧力放大30%来考虑扭转应力的影响。,螺纹联接：松联接在装配时不拧紧，只存在外载时才受到力的作用 紧联接在装配时需拧紧，即在承受工作载荷前，已预先受力，预紧
5、力QP,一、普通螺栓联接（失效形式：塑性变形或断裂） 1、松联接,2、紧联接,拧紧表现为螺栓受拉而被联接件相互压紧，可以说预紧力就是使被联接件相互压紧的力。,5-5 螺栓联接的强度计算,强度计算步骤： 分析载荷 计算危险截面直径d1 公称直径d,（1）只受预紧力QP,（KS=1.11.3）,f=0.2,i=1,KS=1 则QP=5R,（2）既受预紧力QP，又受横向载荷,R,R,讨论：,）最不利的情况,）最理想的情况,）不允许的情况有缝隙存在，漏气，此时QP=0,）降低螺栓受力的措施：,a) 采用小刚度螺栓（空心、加长、细颈） b) 加硬垫片提高被联接件刚度,5）计算时可根据已知条件选择其一进行
6、计算,Q,比较普通螺栓强度计算的几种情况：,1、,2、,3、,4、,(z),（特点：栓杆截面受拉应力）,注意：,1、离心应力c使带的传动能力下降，控制带速在525m/s范围内，高速时选轻质带。 2、弯曲应力与带轮直径有关，dd1b2，应控制带轮直径不要过小。（见表6-4及6-7） 3、带运行一周，应力明显变化四次，当应力循环至一定次数，带会发生疲劳破坏，这是带的主要失效形式之一。 4、带开始绕入主动轮的那点（图中b点）是应力最大点max= 1+c+b1。,6-4 带传动的弹性滑动和传动比,V,V2,V1,6-5 普通V带传动的设计计算,一、失效形式和设计准则,失效形式：1）打滑；2）带的疲劳破
7、坏 ； 另外：磨损和静态拉断等,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、单根普通V带的许用功率,1、单根普通V带的基本额定功率P1,传递极限圆周力：,传递的临界功率： （保证带不打滑）,由疲劳强度条件： （保证带有足够寿命）,单根三角带在既不打滑又有一定寿命的前提下所能传递的功率为：,限定载荷平稳、包角180 、i=1、Ld特定长度 P1 （见表6-4）,第八章 链传动,一、滚子链,1滚子 2套筒 3销轴 4内链板 5外链板,注意：,72 传动链、链轮及几何计算,链节在运动中，速度呈忽上忽下、 忽快忽慢的变化 即使1均匀，由于瞬时链速变化 瞬时传动比变化 由于多边形的存
8、在致使链的运动速度存在 不均匀性此现象称为多边形效应 Z ， ，因此链轮齿数增加可改善 多边形效应,结论：,7-4 链传动的主要参数及其选择,一、链轮齿数,二、传动比与极限转速,分析：i ，链和链轮啮合的齿数，易跳齿 结论： （1）限制i=6，推荐i=23.5 （2）为控制动载和噪声，限制链速V=1215m/s,三、链的节距,分析：,p过大 1）即链号，承载能力 2）传动不均性和动负荷 3）链的尺寸和重量,（2）高速重载时宜采用小节距多排链 （3）低速重载时可采用大节距和较少 的排数,结论： （1）尽量采用较小的链节距,四、中心距和链节数,初选a0 ：a0=(3050p)，amax=80p,链
9、节数LP： P92，式7-9 * 要圆整并取为偶数,求中心距a（实际）：P93，式7-10,五、压轴力,Qs 1.2F F=,7-5 链传动的设计计算,一、链传动的失效形式,二、链传动的承载能力,1、极限功率曲线,曲线5良好润滑情况下额定功率曲线 曲线6润滑不好或工况恶劣的极限功率曲线,第八章 齿轮传动,82 齿轮传动的失效形式与设计准则,一、失效形式,1、轮齿折断*,2、齿面疲劳点蚀*,3、齿面磨损,4、齿面胶合,5、齿面塑性变形,二、设计准则,闭式软齿面齿轮传动 ： 主要失效形式：齿面疲劳点蚀 设计准则： 先按齿面接触疲劳强度准则设计 （定出尺寸），然后校核齿根弯 曲疲劳强度,闭式硬齿面齿
10、轮传动 ： 主要失效形式：齿根弯曲疲劳折断 设计准则： 先按齿根弯曲疲劳强度准则设计 （定出尺寸），然后校核齿面接 触疲劳强度,开式齿轮传动 ： 主要失效形式：齿面磨损 齿根弯曲疲劳折断 设计准则： 按齿根弯曲疲劳强度准则设计， 放大模数考虑磨损的影响,二、齿面接触疲劳强度计算,1、齿面接触应力 计算,两圆柱体间接触应力的计算赫兹公式, 啮合点齿廓综合曲率半径, 弹性影响系数,2、接触疲劳强度的校核公式,P109 式（8-8a）,3、接触疲劳强度的设计公式,P110 式（8-11）,4、许用接触应力,代入设计公式及校核公式中 的 H应该是二者中？,三、齿根弯曲疲劳强度计算,M = Fn cos
11、 h W = (1/6) b s2,1、齿根弯曲应力计算,YFa：只与齿形有关的系数 （见表8-8）,2、齿根弯曲强度校核公式,齿宽系数,3、齿根弯曲疲劳强度的设计公式,YFa,4、许用弯曲应力 F,校核公式？代入设计公式中的 （YFa / F）应该 是二者中？,8-5 斜齿圆柱齿轮强度计算,一、轮齿的受力分析,力的方向,圆周力Ft主反从同,径向力Fr指向各自的轮心,轴向力Fa主动轮的左右手螺旋定则,根据主动轮轮齿的旋向（左旋或右旋）伸左手或右手，四指沿着主动轮的转向握住轴线，大拇指所指即为主动轮所受的Fa1的方向，Fa2与Fa1方向相反。,o,力的大小,圆周力,轴向力,径向力,1,8-6 直
12、齿圆锥齿轮强度计算,重点：受力分析,Fr1,Fa1,Fr2,Fa2,Ft1,Ft2,n1,第九章 蜗杆传动,9-1 蜗杆传动的类型及特点,一、蜗杆传动的类型,1、按蜗杆形式分类,圆柱蜗杆传动,环面蜗杆,锥蜗杆,主平面（中间平面）：通过蜗杆轴线并垂直 于蜗轮轴线的平面,二、蜗杆传动的特点,1、传动比大,2、连续啮合，传动平稳,3、具有自锁性,4、效率较低,二、蜗杆传动的受力分析,圆周力,轴向力,径向力,蜗轮转向的判别 ：,Fa1的反向即为蜗轮的角速度2方向,三、蜗杆传动的润滑,目的：1）提高效率；,2）降低温升，防止磨损和胶合,四、热平衡计算,方法：v110m/s时压力喷油润滑,第十章 轴承,滚
13、动轴承：已标准化，设计、使用、 润滑、维护等方面均很 方便,滑动轴承：用于高速、重 载、高精度及轴承 结构上要求剖分等 场合,10-1 滚动轴承的结构、类型和代号,一、滚动轴承的构造,内圈、外圈、滚动体、保持架,滚动轴承,三、滚动轴承的代号,1、基本代号,（1）轴承类型代号,（基本代号左起第一位 ）,（2）尺寸系列代号,（基本代号左起二、三位 ）,相同的内、外径而宽度不同 宽度系列：（左起第二位）数字 0 9 0系列（正常宽度）可省略,相同的内径而滚动体不同 使得外径和宽度均不相同,直径系列：（左起第三位）数字09 0不可省略,（3）轴承的内径代号 （右起一二位数字 ）,a) d=10, 12
14、, 15, 17mm 时,代号 00 01 02 03,b) d= 20 480mm 时,代号0496 d=代号5(mm),2、前置代号（略）,3、后置代号,C、AC、B角接触球轴承的接触角,主要考虑工作载荷、转速、支承刚性、安装精度等,转速 n高，载荷小，旋转精度高 球轴承,n低，载荷大，或冲击载荷 滚子轴承,载荷 主要受Fr 向心轴承,主要受Fa，n不高时推力轴承,10-2 滚动轴承的类型选择,同时受Fr和Fa,Fr较大，Fa较小时,Fa较大，Fr较小时,深沟球轴承,深沟球轴承+推力球轴承 推力角接触轴承,轴的刚性较差，轴承孔不同心调心轴承,3、7两类轴承应成对使用，对称安装,三、滚动轴承
15、的寿命计算公式,载荷与寿命的关系,=3 球轴承 = 10/3 滚子轴承,指数,说明：,（ft 见表10-3）,对P=fP(XR+YA)的几点说明： 1）R：轴承所受径向载荷，可根据轴上零件的受力计算 轴承处的支反力，各支承处的支反力即为轴承所受径向力。 如果轴上零件使轴所受的多个力不在同一平面内，需要先 分平面（水平面/垂直面）求支反力，再对不同平面内的支 反力进行合成。 2）A：轴承所受轴向载荷，与轴上零件使轴所受的轴向力 有关，如果是角接触轴承还与其自身的派生轴向力S有关， 需先求S，再结合轴上的外力Fa，判断各轴承A的大小。 3）X、Y：二系数据A/R确定，涉及的e值据A/C0查表。,结
16、论：S的方向始终指向开口大的一端，大小则由表10-6查得。,1,答：A1=500 ，A2=700,10-5 滑动轴承及其润滑状态,形成液体动压润滑的必要条件：,（1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形,（2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度vs，其运动方向必须使润滑油从大口流进，小口流出。,（3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。,滑动轴承液体动压润滑状态的建立过程：,1、起动时,2、不稳定运转阶段,3、稳定运转阶段,3、轴瓦的结构,P176 图10-30,二、推力滑动轴承的结构,联轴器与离合器：,相同点：,联接两轴、传递运动和转矩,不同点：,联轴器联接的两轴只有停车后经拆卸才能分
17、离,离合器联接的两轴可在机器工作中方便地实现分离与接合,二、联轴器的选择,1、选联轴器类型,2、定计算扭矩 T,3、定型号,4、校核转速 n,5、协调轴孔直径 d,6、规定部件安装精度,第十二章 轴,121 概述,一、轴的用途与分类,1、功用：1）支承回转零件 2）传递运动和动力 3 ) 承受弯矩和转矩,2、分类：,按承载情况分：,转轴扭矩和弯矩,心轴只受弯矩,传动轴主要受扭矩,三、轴的材料及其选择,碳素钢常用45#，正火调质,合金钢对应力集中较敏感。,注意：采用合金钢并不能提高轴的刚度。,轴的热处理和表面强化可提高轴的疲劳强度。,二、轴设计的主要内容,结构设计,工作能力计算强度、刚度、振动稳
18、定性 边设计边修改,轴系结构改错,四处错误,正确答案,三处错误,正确答案,两处错误,1.左侧键太长，套筒无法装入 2.多个键应位于同一母线上,思考题：红本P36 15-19,123 轴的强度计算,一、按扭转强度条件计算,用于：只受扭矩或主要承受扭矩的传动轴的强度计算,结构设计前按扭矩初估轴的直径dmin,强度条件,设计公式 （表12-2）,放大轴径：一个键槽：35% 二个键槽：710%,轴上有键槽时：,二、按弯扭合成强度条件计算,条件：已知支点、力作用点,步骤：,1、作轴的空间受力简图,2、求水平面支反力RH1、RH2作水平面弯矩图,L2,L1,L3,3、求垂直平面内支反力RV1、RV2，作垂
19、直平面内的弯矩图,6、作当量弯矩图,7、校核 危险截面轴的强度,设计公式,=max(Mca1,Mca2),例：红本P24，11-28,5左旋,受力分析要紧扣以下几点： （1）一对传动副（斜齿轮、锥齿轮、蜗轮蜗杆）中相关的力 大小相等、方向相反； （2）同一根轴上不同零件的轴向力方向相反； （3）主动轮的圆周力与其旋转方向相反，从动轮圆周力与其 旋转方向相同； （4）对于主动轮，其旋向、转向、轴向力方向三者关系满足 主动轮左右手定则； （5）齿轮传动副二者旋向相反，蜗杆副二者旋向相同。,作业13-7,常见轴系错误： （1）键长超出了轴段长度；同一根轴上不同零件处的键槽未 开在同一根母线上； （2
20、）轴段长度没有比轮毂宽度小23mm； （3）轴承内圈的定位高度超出了轴承内圈厚度的3/4；角接触 轴承定位未遵循“外圈定位小口处，内圈定位大口处”； （4）未区分精加工面与非加工面； （5）轴承透盖上的通孔直径未大于所在轴段直径；透盖处未 加密封圈；轴承盖与机座间未加调整垫片；轴承盖与带轮间 未留出螺栓的装拆空间； （6）联轴器的孔未表示成通孔；联轴器未轴向定位。,3、求轴承所受轴向力A1、A2,1）求二轴承各自附加轴向力S1、S2（S=0.68R）,S1=0.68R1=3410.2N,S2=0.68R2=2720N,2）结合外加轴向力Fa判断压紧端与放松端,轴承2压紧,A1=S1=3410.2N,A2=S1+Fa=5580.2N,4、求当量动载荷P1、P2,1）求P1,A1/R1=3410.2/5015=0.68=e,X=1,Y=0,P1=fd (X*R1+YA1)=1.2*R1=6018N,2）求P2,A2/R2e,X=0.41,Y=0.87,P2=fd (X*R2+YA2)=7794N,5、计算二轴承寿命,Lh1=(16670/n)*(Cr/P1)=12706h,Lh2=(16670/n)*(Cr/P2)=5850h,41.3,71.3,考试题型： 选择填空（20分） 问答（20分） 计算（30分） 受力分析（20分） 结构改错（10分）,