机械设计考前串讲ppt课件

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1、 第三章 轴毂联接 键是标准件键是标准件 通常用于联接轴与轴上旋转零件与摆动零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、切向键主要类型：平键、半圆键、楔键、切向键1、平键、平键 1普通平键普通平键用于静联接，即轴与轮毂间无相对轴向移动用于静联接，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两侧面为工作面，靠键与槽的

2、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 n3-1 3-1 键联接键联接 工 作 面(b)(a)(c)(d)普通平键：普通平键：圆圆 头头 A型常用）型常用）键顶上面与毂不接触有间隙键顶上面与毂不接触有间隙 方方 头头 B型型常用螺钉固定常用螺钉固定半圆头半圆头C型端铣刀加工）型端铣刀加工）用于轴端与轮毂联接用于轴端与轮毂联接 工作面(b)(a)(c)(d)工作面(b)(a)(c)(d)工作面(b)(a)(c)(d)用于动联接，即轴与轮毂之间有相对轴向移动的联接用于动联接，即轴与轮毂之间有相对轴向移动的联

3、接 滑键滑键键随轮毂移动键随轮毂移动导向键导向键键不动，轮毂轴向移动键不动，轮毂轴向移动2导向平键与滑键导向平键与滑键二、平键联接的强度校核二、平键联接的强度校核 失效形式：压溃静联接失效形式：压溃静联接键、轴、毂中较弱者）键、轴、毂中较弱者）磨损动联接）磨损动联接）键的剪断较少）键的剪断较少）1、平键联接的强度校核、平键联接的强度校核 a)挤压强度条件为：挤压强度条件为：PdPkldTlkTlkN2000/10002允许传递的扭矩：允许传递的扭矩：PkldT21T扭矩扭矩Nmmk工作高度工作高度 k=h/2 d轴径轴径mm）l工作长度工作长度 A型键：型键：l=L-b B型键：型键：l=L

4、C型键：型键：l=L-b/2 L公称长度公称长度GB1096-79GB1096-79d d 自自6 68 88 810 1010 1012 1212 1217 1717 1722 22 b b*h 2h 2*2 32 3*3 43 4*4 54 5*5 65 6*6 6L 6,8,10,12,14,18,20,22,25,28,32,36,40L 6,8,10,12,14,18,20,22,25,28,32,36,40d 22d 2230 3030 3038 3838 3844 4444 4450 5050 5058 58 b b*h 8h 8*7 107 10*8 128 12*8 148

5、14*9 169 16*1010L L1 1、按截面形状分、按截面形状分2 2、按螺旋线的、按螺旋线的旋向分旋向分3 3、按螺旋线的、按螺旋线的线数分线数分4 4、按螺距分、按螺距分内螺纹外螺纹Pd1d2d60内螺纹外螺纹Pd1d2d60内螺纹外螺纹Pd1d2d60内螺纹外螺纹Pd1d2d60外螺纹内螺纹Pd1d2d外螺纹内螺纹Pd1d2d外螺纹内螺纹Pd1d2d外螺纹内螺纹Pd1d2d30Pd1d2d外螺纹内螺纹30Pd1d2d外螺纹内螺纹30Pd1d2d外螺纹内螺纹30Pd1d2d外螺纹内螺纹P330内螺纹外螺纹d1d2dP330内螺纹外螺纹d1d2dP330内螺纹外螺纹d1d2dP330

6、内螺纹外螺纹d1d2d锯齿形螺纹锯齿形螺纹三角形螺纹三角形螺纹矩形螺纹矩形螺纹梯形螺纹梯形螺纹第五章第五章 螺纹联接螺纹联接二、螺纹的主要几何参数二、螺纹的主要几何参数1外径大径外径大径dD）与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱 面直径，亦称公称直径面直径，亦称公称直径2内径小径内径小径d1(D1)与外螺纹牙底相重合的假想圆柱与外螺纹牙底相重合的假想圆柱 面直径面直径3中径中径d2 在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆柱在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆柱 面的直径，面的直径，d20.5(d+d1)d2dd1Pdd2d1L=nP(n=2)Lhd2dd1Pdd2d1L=

7、nP(n=2)Lhd2dd1Pdd2d1L=nP(n=2)Lhd2dd1Pdd2d1L=nP(n=2)Lh各直径应用场合？各直径应用场合？dl1d0a(a)(b)dl1d0a(a)(b)dl1d0a(a)(b)dl1d0a(a)(b)dl1d0a(a)(b)dl1d0a(a)(b)dl1d0a(a)(b)dl1d0a(a)(b)(b)(a)dHl2dl3Hl2l1(b)(a)dHl2dl3Hl2l1(b)(a)dHl2dl3Hl2l1(b)(a)dHl2dl3Hl2l1普通螺栓联接普通螺栓联接铰制孔用螺栓铰制孔用螺栓双头螺柱联接双头螺柱联接螺钉联接螺钉联接5-2 螺纹联接的基本类型和螺纹联接件

8、 一、螺纹联接的基本类型一、螺纹联接的基本类型1、2、3、5-4 螺纹联接的预紧和防松螺纹联接的预紧和防松 一、预紧一、预紧螺纹联接：松联接螺纹联接：松联接在装配时不拧紧，只存受外载时才受在装配时不拧紧，只存受外载时才受到力的作用到力的作用 紧联接紧联接在装配时需拧紧，即在承载时，已预在装配时需拧紧，即在承载时，已预先受力，预紧力先受力，预紧力QPQP二、预紧力的控制二、预紧力的控制dQTp2.0拧紧力矩拧紧力矩危险截面面积危险截面面积4/211dA规定：规定：1)7.05.0(AQsp通过控制通过控制T间接控制间接控制Qp测力矩板手测力矩板手测出预紧力矩测出预紧力矩定力矩板手定力矩板手达到固

9、定的拧紧力矩达到固定的拧紧力矩T T时，弹簧受压将自动打滑时，弹簧受压将自动打滑测量预紧前后螺栓伸长量测量预紧前后螺栓伸长量精度较高，但比较麻烦精度较高，但比较麻烦 12图4-12 测力矩扳手123412图4-12 测力矩扳手123412图4-12 测力矩扳手123412图4-12 测力矩扳手1234三、预紧应力三、预紧应力QpTfT3.1)5.0(332222Tca结论：对于需要拧紧的螺栓，计算截面应力时，结论：对于需要拧紧的螺栓，计算截面应力时，可把预紧力放大可把预紧力放大30%来考虑扭转应力的影响。来考虑扭转应力的影响。螺纹联接：松联接螺纹联接：松联接在装配时不拧紧，只存在外载时才受在装

10、配时不拧紧，只存在外载时才受到力的作用到力的作用 紧联接紧联接在装配时需拧紧，即在承受工作载荷在装配时需拧紧，即在承受工作载荷前，已预先受力，预紧力前，已预先受力，预紧力QP QP 一、普通螺栓联接失效形式：塑性变形或断裂）一、普通螺栓联接失效形式：塑性变形或断裂）1、松联接、松联接421dF41Fd 2 2、紧联接、紧联接3.1322ca 拧紧表现为螺栓受拉而被联接件相互压紧，可以说预紧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。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螺栓联接的强度计算 强度计算步骤：强度计算步骤：分析载荷分析载荷 计算危险

11、截面直径计算危险截面直径d1 公称直径公称直径d43.121dQPcaRKQfiSP（1只受预紧力只受预紧力QP（KS=1.11.3）4/13.121dQPca43.11PQdf=0.2,i=1,KS=1f=0.2,i=1,KS=1则则QP=5RQP=5R（2既受预紧力既受预紧力QP，又受横向载荷，又受横向载荷QpQpRRRRLmind0ifRKQSP.zRRifRKQSP.z4/13.121dQPcaQpQpmbbmOb力变 形变 形力力bObm变 形bm mQpQQpFFmb(a)(b)(c)讨论：讨论：最不利的情况最不利的情况 )1(CPmbKFQQCC)0(CPmbKQQCC最理想的情

12、况最理想的情况 不允许的情况不允许的情况有缝隙存在，漏气，此时有缝隙存在，漏气，此时QP=0mbbPcPPPCCCFQKFQFQQFQQP=QP-F=QP-(1-KC)F=QP-FQP=QP-F=QP-(1-KC)F=QP-FCmCb+Cm降低螺栓受力的措施：降低螺栓受力的措施：a)a)采用小刚度螺栓空心、加长、细颈）采用小刚度螺栓空心、加长、细颈）b)b)加硬垫片提高被联接件刚度加硬垫片提高被联接件刚度 FQQFQQPP5 5计算时可根据已知条件选择其一进行计算计算时可根据已知条件选择其一进行计算43.121dQca43.11dQ比较普通螺栓强度计算的几种情况：比较普通螺栓强度计算的几种情况

13、：43.121dQPca421dFifRKQSP43.121dQcaFQQFQQPP4/13.121dQPca1、2、3、4、(z)（特点：栓杆截面受拉应力）（特点：栓杆截面受拉应力）注意：注意：1、离心应力、离心应力c使带的传动能力下降，控制带速在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。范围内，高速时选轻质带。2、弯曲应力与带轮直径有关，、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，应控制带轮直径不要过小。（见表6-4及及6-7）3、带运行一周，应力明显变化四次，当应力循环至、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

14、坏，这是带的主要失效形一定次数，带会发生疲劳破坏，这是带的主要失效形式之一。式之一。4、带开始绕入主动轮的那点图中、带开始绕入主动轮的那点图中b点是应力最大点是应力最大点点max=1+c+b1。6-4 带传动的弹性滑动和传动比带传动的弹性滑动和传动比一、弹性滑动一、弹性滑动 V1VV2 带与带轮接触面上存在微量滑动带与带轮接触面上存在微量滑动 弹性滑动是摩擦型带传动的固有特性，不可避免弹性滑动是摩擦型带传动的固有特性，不可避免 打滑是过载引起的全面滑动，可以避免打滑是过载引起的全面滑动，可以避免VV2V1二、滑动率和传动比二、滑动率和传动比=（V1-V2）/V1 100%i=n1n2dd2dd

15、1(1-)dd2dd16-5 普通普通V带传动的设计计算带传动的设计计算一、失效形式和设计准则一、失效形式和设计准则 失效形式：失效形式：1打滑；打滑；2带的疲劳破坏带的疲劳破坏；另外：磨损和静态拉断等另外：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、单根普通二、单根普通V带的许用功率带的许用功率1、单根普通、单根普通V带的基本额定功率带的基本额定功率P1cb11传递极限圆周力：传递极限圆周力：)11()11(11fvfveceAeFF传递的临界功率：传递的临界功率：（保证带不打滑）（保证带不打滑）)

16、(1000)11(10001kwVeAVFPfvec1000)11()(10VeAPfvcb由疲劳强度条件：由疲劳强度条件：（保证带有足够寿命）（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：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、包角限定载荷平稳、包角180、i=1、Ld特定长度特定长度 P1 （见表（见表6-4）第八章第八章 链传动链传动 一、滚子链 1滚子2套筒3销轴4内链板5外链板 d2d1ph2b112345注意：72 传动链、链轮及几何计算配合形状排数 节距p参数 链节数Lp偶数）标注:链号-排数 链节数 标准编号 例：

17、16A-1 80 GB1243.1-83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、链轮齿数分析：Z1过少 1传动不均性和动负荷增大；2当P一定时，Z少，d小，圆周力（=2T/d）加速轮与链的破坏 Z2过多 1外壳尺寸大、重量加大；2容易脱链P92）17min1 ZZ120max212ZiZZ（2为磨损均匀，Z应取与链节数互为质数的奇数P92）结论：（1）二、传动比与极限转速分析：i，链和链轮啮合的齿数

18、，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=1000PV7-5 链传动的设计计算一、链传动的失效形式1链节磨损2链板、销轴、套筒、滚子的疲劳破坏3多次冲击破断 4胶合 5静力

19、过载拉断 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 n1P453216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

20、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 HH1、齿面接触应力 计算LEEFncH)1()1()1(222121两圆柱体间接触应力的计算赫兹公式21111 啮合点齿廓综合曲率半径)1()1(1222121EEZE 弹性影响系数 EZ2、接触疲劳强度的校核公式 钢钢相配时ZE=189.8 MPa压力角等于20o时，区域系数ZH=2.5P109 式8-8a）HtHEHuubdKFZZZ113、接触疲劳强度的设计公式 P110 式8-11）4、许用接触应力H=KHN Hlim SH 注意：H1 =H2 H 1 =H2 代入设计公式及校核公式

21、中的 H应该是二者中？32112HEHdZZZuuKdT1三、齿根弯曲疲劳强度计算齿根应力分析 SbhFnM=Fn cos hW=(1/6)b s2F=MW cos h(1/6)b s2(1/6)b s22KT1d1cos Fn cos h2KT1bd1m6()cos()2coshmsmYFa1、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F=F2KT1bd1mYFa齿宽系数 1/dbd3、齿根弯曲疲劳强度的设计公式 32112FsaFadYYYZKTm YFa4、许用弯曲应力 FF=KFN Flim SF 校核公式？代入设计公式中的（YFa/F应该是二者

22、中？注意：F1 =F2 F 1 =F2 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。o208 ooFtFaFr力的大小 tgFFtatgFFtrcos圆周力轴向力 径向力 12dTFt18-6 直齿圆锥齿轮强度计算 重点：受力分析Fr1Fa1Fr2Fa2Ft1Ft2n1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

23、 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21112atFdTF12222atFdTFtgFFFtrr221圆周力 轴向力 径向力 Ft1Fa2Fa1Ft2Fr1Fr2蜗杆左右手定则 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 加剧磨损和胶合。温升高，润滑油粘度下降，目的：控制温升方法：v110m/s时压力喷油润滑第十章 轴承滚动轴承：已标准化，设计、使用、光滑、维护

24、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 场所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 滚动轴承二、滚动轴承的主要类型及性能接触角 =00 4 54 5 120o 时，轴承的基本额定寿 命将受到影响，C ，引 入温度系数ft对查得的 C值进行修正。)(10PCfLt)(60106PCfnLth1060htLnfPC当P、n已知，预期寿命为Lh，则要求选取的轴承的额定动载荷为选轴承型号和尺寸（ft 见表10-3）四、滚动轴承的当量动载荷P 1对只能承受径向载荷R的轴承如N型轴承）P=R3同时受径向载荷和轴向载荷的轴承如

25、3、6、7型轴承）2对只能承受轴向载荷A的轴承如5型轴承）P=AP=X R+Y A X径向载荷系数Y轴向载荷系数表10-4 引入载荷系数 fp表10-5）P=fp R P=fP A P=fP(X R+Y A)对对P=fP(XR+YA)的几点说明：的几点说明：1R：轴承所受径向载荷，可根据轴上零件的受力计算：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。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分平面水平面/垂直面求支反力，再对

26、不同平面内的支垂直面求支反力，再对不同平面内的支反力进行合成。反力进行合成。2A：轴承所受轴向载荷，与轴上零件使轴所受的轴向力：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有关，如果是角接触轴承还与其自身的派生轴向力S有关，有关，需先求需先求S，再结合轴上的外力，再结合轴上的外力Fa，判断各轴承，判断各轴承A的大小。的大小。3X、Y：二系数据：二系数据A/R确定，涉及的确定，涉及的e值据值据A/C0查表。查表。五、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷A的计算 1、派生轴向力Sa)正装面对面）S112FaS2S2S1R1R2FrFaS1S2FaFr21

27、S1S2FaR1R2S112FaS2S2S1R1R2FrFaS1S2FaFr21S1S2FaR1R2S112FaS2S2S1R1R2FrFaS1S2FaFr21S1S2FaR1R2S112FaS2S2S1R1R2FrFaS1S2FaFr21S1S2FaR1R2适合于传动零件位于两支承之间 b)反装背靠背）适合于传动零件处于外伸端结论：S的方向始终指向开口大的一端，大小则由表10-6查得。2、轴承所受轴向载荷A的确定 S112FaS2S2S1R1R2FrFaS1S2FaFr21S1S2FaR1R2（1当 12ssFa1被“压紧”，2被“放松”s1 阻止轴左移 21sFAa22sA（2当 12ss

28、Fa2被“压紧”，1被“放松”s2 阻止轴右移 11sA aFsA12结论：轴承轴向力A的计算方法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和。3）“放松端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力1例：已知Fa1=800，Fa2=600，s1=400，s2=700，求A1、A2。S112FaS2S2S1R1R2FrFaS1S2FaFr21S1S2FaR1R2Fa12答：A1=500，A2=70010-5 滑动轴承及其润滑状态 干摩擦混合摩擦液体摩擦完全液体润滑）非液体摩擦液体润滑液体静压润滑液体动压润滑h0v移动件静止件h=h0p=0=0v移动件xyh0O静止件hh0h0eX=0.41,Y=0.87P2=fd(X*R2+YA2)=7794N5、计算二轴承寿命、计算二轴承寿命Lh1=(16670/n)*(Cr/P1)=12706hLh2=(16670/n)*(Cr/P2)=5850hFaFrFt8050精确计算：精确计算：58.788.7FaFrFt8050正装正装反装反装41.371.3考试题型：考试题型：选择填空选择填空20分）分）问答问答20分）分）计算计算30分）分）受力分析受力分析20分）分）结构改错结构改错10分）分）