武汉理工大学-机械设计复习概要

抽象的讲机械由原动机、传动装置、工作机三大部分组成。具体的讲机械一般是由一些典型的机构和零件组成。本课程就是以这些典型的机构和零件为研究对象。 理解几个名词： 机器、机构、机械 机器：具有3个特征（1）人为的实物组合；（2）各部分具有确定的相对运动；（3）可完成有用机械功或转换机械能。 机构：具有机器的前两个特征。 机械：是机器和机构的总称。 2．零件、构件 零件：是制造单元。 构件：是运动单元。一个构件可以由很多零件组成。 平面机构的自由度 机构是由许多构件通过运动副连接而成的，运动副是一种可动连接。 机构具有确定运动的条件：机构的自由度F>0，且等于原动件个数。 自由度 计算公式 六西格玛计算公式下载结构力学静力计算公式下载重复性计算公式下载六西格玛计算公式下载年假计算公式 ：F=3n-2PL-PH(注意n是活动件数，PL是低副数，PH是高副数。计算中一定要注意：复合铰、局部自由度、虚约束，并看清题目要求。) 两个以上的构件在同一轴线上用转动副连接，就会形成复合铰。 不影响机构运动规律的自由度，称局部自由度。有滚子就有局部自由度。 机构中与其它约束相重复的约束称虚约束，有多种情况。当有几何限制条件时，一般也隐蔽有虚约束。 考试例题：求下列机构自由度，若有复合铰、局部自由度、虚约束请指出，并判断该机构是否有确定的运动（标有箭头的为原动件）。 CD∥EF∥GH，CD = EF = GH CG∥DH，CE = DF，EG = FH 平面连杆机构 1、铰链四杆机构曲柄存在的条件： （1）连架杆或机架是最短杆。 （2）最短杆与最长杆长度之和小于等于其它两杆长度之和。（长度条件） 注意：上述条件缺一不可。 2、铰链四杆机构基本型式的判别 长度条件 不满足：双摇杆 满足： 最短杆为连架杆：曲柄摇杆 最短杆为机架：双曲柄 最短杆为连杆：双摇杆 3、四杆机构基本特性 急回运动： 在两极限位置时，曲柄所夹的锐角θ称为极位夹角，急回运动仅与θ有关。 引入行程速比系数K。 故 ↑ K↑ 急回运动越明显。 当 =0时K=1 无急回运动。 传动角（压力角）： 驱动力与该点绝对速度间所夹锐角α称为压力角。压力角α的余角γ是传动角。γ↑ α↓ 机构工作越有利。 死点: 当连杆与从动件共线时，会出现死点现象，常依靠惯性或机构错位方法闯过死点。故在曲柄摇杆机构中，当摇杆为原动件，会有死点现象；而曲柄为原动件，不会有死点现象。 4、会画曲柄摇杆机构、曲柄滑块机构θ、γmin或αmax。 如： 考试例题： 1. 在曲柄摇杆机构中，为提高机构的传力性能，应该（A ）。 A. 增大传动角γ B. 减小传动角γ C. 增大压力角a D. 减小极位夹角θ 2． 在图示铰链四杆机构中，已知各杆长度lAB=55mm，lBC=40mm，lCD=50mm，lAD=25mm。此机构属铰链四杆机构的三种基本型式中的 双曲柄 机构。 第3章 凸轮机构 凸轮机构的分类 盘状凸轮 移动凸轮 圆柱凸轮 尖端从动件 滚子从动件 平底从动件 平底从动件的传动角总为90度，传动效率高，但不适用于内凹的凸轮。 我们把加速度无穷大引起的冲击称刚性冲击。从动件等速运动开始和结束时存在刚性冲击。 我们把加速度有限值的变化引起的冲击称柔性冲击。从动件等加速等减速运动开始、中间和结束时存在柔性冲击。从动件余弦加速度运动开始和结束时存在柔性冲击。 凸轮设计中应注意的问题 基圆半径是指理论轮廓的最小向径。 驱动力F与从动件绝对速度V所夹锐角 称为压力角。 越小，机构传力特性越好。要会画压力角 。如P52页题2求D点压力角： 当从动件运动规律确定后，压力角 和基圆半径是矛盾的关系。压力角 越小，传力特性好，但基圆半径大，尺寸大，结构不紧凑。 对外凸的凸轮轮廓曲线，应使滚子半径rs小于理论轮廓曲线的最小曲率半径，否则会产生失真情况。 考试例题： 当压力角α大到某一数值时，不论推力为多大，都不能使从动件运动，凸轮机构将发生__自锁__。 设计凸轮机构，若量得其中某点的压力角超过许用值，可用 增大基圆 方法使最大压力角减小。 3. 图示为凸轮机构在推程中从动件的位移线图，其从动件的运动规律为 ② ；（① 等速运动 ② 等加速、等减速运动 ③ 简谐运动）这种运动规律在o、m、e各点⑤ 。（④ 引起刚性冲击 ⑤ 引起柔性冲击 ⑥ 能避免冲击） 4. 图解法设计凸轮轮廓是根据 反转法 原理作图求得凸轮轮廓曲线。 第4及11章 齿轮机构与齿轮传动 齿轮机构部分 1、了解渐开线的性质。 中心距可分性：当两轮安装的实际中心距与设计中心距稍有偏差，因基圆半径已被确定，故传动化保持不变。 2、掌握 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 直齿圆柱齿轮各部分名称及几何尺寸计算，会做如P71页习题4-1等。 3、标准直齿圆柱齿轮正确啮合条件是：两轮的模数和压力角必须相等（ ）。 传动比可 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 示为 两轮连续传动条件是：重合度 ；重合度 越大，传动越平稳。 齿轮加工方法特点： 仿形法：生产率低、加工精度低，但设备简单、刀具价廉，多用于单件修配和小批量生产。 范成法：生产率相对较高，适合批量生产，但设备较贵。 标准直齿圆柱齿轮不发生根切的最小齿数 。 标准齿轮与变位齿轮比较： 由于加工刀具相同，所以模数、齿数、分度圆和基圆一样，但齿厚、齿根圆、齿顶圆与标准齿轮不同。 斜齿圆柱齿轮啮合特点：逐步进入或退出啮合，重合度大、传动平稳、承载能力大、允许转速高，不发生根切的最小齿数可小于17，但会产生轴向力。 斜齿轮的正确啮合条件：除两轮的模数和压力角相等外，两轮分度圆上的螺旋角β必须大小相等，方向相反（一为左旋、一为右旋）。 斜齿圆柱齿轮的法面参数为标准值，其几何尺寸计算，只掌握分度圆直径、中心距、当量齿数计算公式。 圆锥齿轮大端参数为标准值。 考试例题： 1．一对正确啮合的斜齿圆柱齿轮传动的( A )均为标准值。 A．法面模数、分度圆上的法面压力角 B．端面模数、分度圆上的端面压力角 C．端面模数、分度圆上的端面压力角、分度圆上的螺旋角 D．法面模数、分度圆上的法面压力角、分度圆上的螺旋角 2．标准直齿圆柱齿轮的模数为4mm，齿数为28，则分度圆齿距等于___12.56__mm。 3. 渐开线上任一点的法线与基圆 相切 ，渐开线上各点的曲率半径是 不同 的。 4．用范成法加工标准渐开线齿轮，发生根切的原因是 C 。 A. 模数过小 B. 模数过大 C. 齿数过少 D. 齿数过多 5． 一对标准斜齿圆柱齿轮的正确啮合条件是 ③ 。 ① m1=m2, = ② m1=m2, = , β1=β2 ③ m1=m2, = , β1=-β2 6．一对渐开线圆柱齿轮传动，其 节 圆总是相切并作纯滚动。 7. 搞技术革新需要一对传动比i=3的齿轮，现从旧品库里找到两个直齿圆柱齿轮，其压力角都是 =20°，而齿数为Z1=18，Z2=54，齿顶圆直径为da1=40mm，da2=126mm，问这两个齿轮能否配对使用?为什么? 提示：算两轮模数是否相同。 齿轮传动部分 齿轮的失效形式及发生的场合： 轮齿折断 闭式硬齿（HBS>350）、开式 齿面点蚀 闭式软齿（HBS≤350） 主要失效 齿面磨损 开式 齿面胶合 高速重载 齿面塑变 软齿 其中齿面点蚀首先发生在节线附近靠近齿根处。 了解齿轮传动的计算准则。 了解齿面接触强度计算公式。重点掌握应注意的问题：（1）接触强度与d或a关系最大，d↑或a↑，工作应力 ↓,接触强度↑；（2）工作应力 两轮相同，但许用应力 两轮不同，故 应代入小值。（3）齿宽系数 中，b取两轮小值，d1取小轮直径 3、了解轮齿弯曲疲劳强度计算公式。重点掌握应注意的问题：（1）弯曲强度与m关系最大。m↑ 抗弯↑；（2）两轮工作应力 不同，许用应力 也不同，故要分别校核两轮，校核时都用T1和z1，只是齿形系数YFa不同。（3）齿形系数YFa仅与齿数Z有关，z↑YFa↓。注意斜齿轮与当量齿数Zv有关。 4、斜齿轮受力分析：圆周力Ft——主反从同；径向力Fr——指向轮心；轴向力Fa——主动轮按左、右手定则（注意只有主动轮才可以伸手）。 锥齿轮受力分析：圆周力Ft——主反从同；径向力Fr——指向轮心；轴向力Fa——永指大端。 考试例题： 1．开式齿轮传动的主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断，目前只进行齿根弯曲疲劳强度计算，用适当加大模数的方法考虑磨损的影响。 2. 按齿面接触疲劳强度设计计算齿轮传动时，若两齿轮材料的许用接触应力[ ]H1≠[ ]H2，在计算公式中应代入 B 进行计算。 A. 大者 B. 小者 C. 两者分别代入 3. 标准斜齿圆柱齿轮传动的弯曲强度计算式，齿形系数YF是按当量齿数 B 来确定的。 A. ZV =2 B. C. 4. 为了提高齿轮传动的齿面接触强度应 ③ 。 ① 中心距不变条件下增大模数 ② 中心距不变条件下增加齿数 ③ 增大中心距 ④ 减少齿宽 5．一对圆柱齿轮传动，小齿轮分度圆直径d1=50mm、齿宽b1=55mm，大齿轮分度圆直径d2=90mm、齿宽b2=50mm，则齿宽系数 C 。 A. 1.1 B. 5/9 C. 1 D. 1.3 6. 试分析圆锥一圆柱齿轮减速箱中的中间轴上各齿轮啮合点处（A、B）受力方向和转向? 7．设两级斜齿圆柱齿轮减速器的已知条件如图，试问：(1)低速级斜齿轮的螺旋线方向应如何选择才能使中间轴上两齿轮的轴向力方向相同?(2)画出中间轴上两齿轮的圆周力Ft2、Ft3和轴向力Fa2、Fa3方向。 蜗杆传动 1、蜗杆传动的特点 传动比大（8-80）、结构紧凑、工作平稳、噪声低，在一定条件下可以实现自锁。但其效率低、磨损发热大，故不适用于大功率和长期连续工作。 蜗轮一般用青铜材料，减摩耐磨，但价格高；蜗杆用碳钢或合金钢，强度高。一般失效总是发生在强度较低的蜗轮上。 2、蜗杆传动正确啮合条件： （1）蜗杆的轴向模数ma1和压力角αa1与蜗轮的端面模数mt2和压力角αt2分别相等。即ma1=mt2=m αa1=αt2=20° （2）当交错角Σ=90°时，蜗杆分度圆柱导程角r1与蜗轮分度圆柱螺旋角β2等值同向。即 r1=β2 主要参数与几何尺寸计算 蜗杆直径 蜗轮直径d2=mZ2， 中心距a=0.5(d1+d2)=0.5m(q+Z2)。 传动比 因 ，蜗杆头数越多或直径系数越小，r越大，效率越高。 因d1=mq, 故当m一定， q↑d1↑，所以q取大值可提高蜗杆刚度。 d1为什么要取标准值？ 这是因为切制蜗轮所用滚刀的几何参数必须与该蜗轮相啮合的蜗杆相同，故为了减少刀具型号，便于刀具的标准化就制定了蜗杆d1标准系列。 4、受力分析：圆周力Ft——“主反从同”；径向力Fr——“指向轮心”；轴向力Fa——“主动轮按左、右手定则”。 5、蜗杆传动由于滑动速度大，效率低，其功率损耗将发热，如果热量不能及时散逸，将会使油温升高而降低油的粘度，从而引起磨损、胶合，造成恶性循环，故对闭式蜗杆传动要进行热平稳计算。若计算或实测油温t>90℃时，应采取冷却散热措施。（1）增加散热面积（A值），如合理设计箱体结构，铸出或焊上散热片。（2）提高散热系数（kt值），如在蜗杆轴端装风扇，这时kt可达20以上，或在箱体装设蛇形冷却水管。 考试例题： 1．在蜗杆传动中，如果模数和蜗杆头数一定，减少蜗杆分度圆直径，将使( B )。 A．传动效率降低， 蜗杆刚度提高 B．传动效率提高，蜗杆刚度降低 C．传动效率和蜗杆刚度都提高 D．传动效率和蜗杆刚度都降低 2. 在蜗杆传动中，常采用 C 作蜗轮的齿圈，与淬硬磨制的 A 蜗杆相配。 A. 钢 B. 铸铁 C. 青铜 D. 黄铜 3. 在蜗杆传动中，蜗杆头数越少，则传动效率越 低 ，自锁性能越 好 ，一般蜗杆头数常取Z1= 1-4 。 4．在普通圆柱蜗杆传动中，已知蜗杆头数Z1=2，蜗轮齿数Z2=80，模数m=10mm，直径系数q=9，则蜗杆的分度圆直径d1= 90 mm，标准中心距a= 445 mm。 5．蜗杆的标准模数是轴向 模数，蜗轮的标准模数是端面 模数。 6、试确定下面轮系中，蜗轮的转向。分析蜗杆传动中在接触点A点所受的各力。 7、如图为齿轮一蜗杆传动装置，试判定： （1）重物是上升还是下降？（2）欲使Ⅱ轴上的轴向力最小，在图上画出两斜齿轮螺旋线的方向。（3）画出Ⅱ轴上蜗杆与斜齿轮轴向力方向和圆周力方向。 第13章 带传动和链传动 1、V带传动两侧面为工作面，注意：V带楔角为40°，带轮槽角小于40°。其传动的主要特点 优点：（1）传动平稳、噪声小，常用多级传动的第1级（高速级）。（2）过载保护。（3）适于中心距大场合。（4）结构简单，成本低。 缺点：（1）传动比不恒定。（2）效率低、寿命短。（3）外廓尺寸大。（4）须要张紧，压轴力较大。（5）不宜用于高温、易燃场合。 带传动的传动能力随初拉力F0、小带轮包角α1、摩擦系数f增大而提高。 2、带传动工作时，带内应力有。（1）拉应力。紧边δ1大于松边δ2。（2）离心拉应力。在所有横剖面上都是相等的。（3）弯曲应力。接触弧上才有，且 。 最大应力发生在紧边与小带轮接触处。 由于带是弹性体，紧边与松边存在拉力差，所以带将在带轮上产生微量的滑动现象称为弹性滑动。弹性滑动是不可避免的，它造成功率损失，增加带的磨损，还会使传动比不准确，所以也是有害的。 当外载荷增大到某一数值，摩擦力总和达到极限，带将沿整个接触弧滑动，这种现象称为打滑。打滑就不能正常工作，它是可以和应当避免的。 5、带传动的主要失效形式：打滑和疲劳破坏。其设计准则是：在不打滑的前提下，使带具有一定的疲劳强度和寿命。 6、设计带传动时注意： （1）根据计算功率Pc和小带轮转速n1初选带型。 (2) 小带轮直径dd1↓ 紧凑 但弯曲应力δb↑ 故规定了最小基准直径，并要取标准值。 （3）要验算带速V。要求 V在5~25m/s之间。因为V↑↑ 离心力↑ 正压力↓ 传动能力↓ 易打滑；且抖动严重。 V↓↓ 有效拉力F↑ 带根数要求多。 （4）带传动要考虑张紧装置，用张紧轮时应装在松边外侧靠小轮处（保证小带轮包角α1增加，增大传动能力），或松边内侧靠大轮处（尽量不影响小带轮包角α1）。 7、链传动特点 与带传动相比：（1）没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比。（2）无须张紧，压轴力小。（3）可以在较恶劣条件下工作。（4）噪声大，传动不平稳（常用在低速级）。 8、节距P↑ 链条尺寸↑ 承载↑。链的长度以链节数LP表示。LP取偶数（避免采用过度链节），链轮齿数取奇数（使磨损均匀）。代号16A—1×80 GB1243·1—83表示：链号—排数×链节数 标准编号。链节距P可由链号求出，P=链号× 9、由于链条绕上链轮时形成折线，产生多边形效应，瞬时链速和传动比VS、iS都是随 成周期性变化的。 变化范围越大，传动越不平稳。故Z1↓ 或P↑ 则β↑ 不平稳↑ ， ↑ 不平稳↑。 10、链传动设计参数的选择：（1）选择链轮齿数。Z1↓ 不平稳↑ 故Z1不易过少 ； 但Z1不易过多，因Z1↑ 则Z2↑磨损积累量增大，易发生跳齿或脱链 故规定Z2<120。 （2）确定节距。P↑ 承载↑ 运动不均和冲击↑故设计时，在满足传动功率的情况下，应尽量选用较小节距。当高速、大功率的情况下，应选用小节距多排链。 考试例题： 1. 带传动由于 过载 引起的全面滑动称为打滑 ，而由于带的弹性变形和拉力差而引起的滑动称为弹性滑动 。 2. 滚子链传动中，平均传动比 B ，而瞬时传动比 A 。 A. 不准确 B. 准确 3. 带传动在工作时产生弹性滑动，是由于（ C ）。 A. 包角 太小 B. 初拉力F0太小 C. 紧边与松边拉力不等 D. 传动过载 4．带传动设计准则是：在不打滑的前提下，使带具有一定的疲劳强度和寿命。 5．链轮的节距 越小 ，链轮的齿数 越多 ，链传动的运动不均匀性就越小。 6． V带在运转过程中受变应力作用，最大应力发生在 紧边与小带轮接触处 ，其值为 （用书中规定符号表示）。 7．有一由V带传动，链传动和齿轮传动组成的减速传动装置，试合理确定其传动布置顺序，并说明其原因。 8、为什么带速V要求在5~25m/s之间？ 9．影响链传动不平稳性的主要参数是什么？ 第5章 轮系 考试例题： 在图示轮系中，已知z1=z′2=20、z2=z3=30、n1=-2n3=100r/min,求系杆转速nH的大小和 方向。 2、如图示，已知Z1=30，Z2=20，Z3=120，Z4=2，Z5=50，Z6=20（m=3mm），nl=1450rpm，求齿条7线速度V的大小和方向。 图示轮系中，已知Z1=17，Z2=51，Z2′=30，Z3= 45，Z4=120，n1= 960r/min，方向如图箭头所示，求转臂H的转速nH大小和方向（用箭头在图上表示） 第14章 轴 1、轴的分类 根据轴的承载情况，轴可分为心轴、传动轴、转轴。 心轴：只承受弯矩不传递转矩的轴。如自行车的前轴、铁路车辆的轴。 传动轴：主要传递转矩，不承受或承受很小弯矩的轴。如汽车传动轴。 转轴：既承受弯矩又传递转矩的轴。如齿轮减速器中的轴。 2、轴的设计特点（设计过程）：轴径的初步估算（ ）——结构设计——强度验算，其中以结构设计为重点。 用合金钢代替碳素钢可以提高轴的强度，但不能提高轴的刚度。 3、结构设计的目的是确定轴的合理外形和全部结构尺寸。主要考虑便于加工、装拆以及定位等方面要求。 （1）加工、装拆要求 轴一般做成阶梯形，便于加工及轴上零件定位和装拆。需磨削的轴段，应留有砂轮越程槽，以便磨削轴肩端部。需切削螺纹轴段，应留有退刀槽，以保证螺纹牙到达端部。为走刀方便，轴上各键槽应开在轴的同母线上。为便于加工和检测，轴的直径应取整数值；与滚动轴承相配合轴颈及有螺纹的轴段直径应符合轴承、螺母标准件值，配对使用轴承型号尽量一样。 （2）轴上零件的轴向定位 轴上零件一般均应作双向固定，定位元素有轴肩、套筒、轴端挡圈、圆螺母等。重点注意：1）轴肩时，要保证零件与定位面靠紧，轴上过渡圆角半径或倒角须留意。2）为保证固定可靠，与轴上零件相配合的轴段长度比较毂宽度略短1~3mm。 4、轴的强度验算 校核轴的强度基本公式为： α——校正系数 ——当量弯矩 ——对称循环下许用弯曲应力 对不变转矩 α=0.3，对于脉动或规律不清转矩 α=0.6，对于对称循环的转矩 α=1。 考试例题： 1．为了提高轴的刚度，一般采用的措施是 B 。 A. 用合金钢代替碳素钢 B. 增大轴的直径 C. 采用降低应力集中的结构措施 2．工作中只受弯矩不传递扭矩的轴叫 心 轴；只传递扭矩不受弯矩的轴叫 传动 轴；同时承受弯矩和扭矩的轴叫 转 轴。 3．自行车的中轴是 ① ，而前轮轴是 ③ 。 ① 转轴 ② 传动轴 ③ 心轴 4．指出图中结构设计的错误，在错误处标出序号，并按序号一一说明理由。 1 2 3 2 4 5 6 7 解答： 图中的主要错误： 1）轴肩过高挡住了内圈，轴承不便于折卸； 2）齿轮无法安装； 3）键的顶面应与轮毂槽底面有间隙，且轮毂槽应开通，轴上键槽处应有局部剖视；（可不写） 4）轴承安装距离太长，此处应该有过渡阶梯； 5）轮毂无轴向固定； 6）键过长，且两键应在同一母线上，以便于加工； 7）轴端过长，轮毂无法进行轴向固定。 第10章 连接 1、螺纹的分类 （1）三角形螺纹（也叫普通螺纹），用于连接。 粗牙：用于一般连接。 细牙：相同公称直径时，螺距小，螺纹深度浅，导程和升角 也小，自锁性能好，宜用于薄壁零件的微调装置。 （2）梯形螺纹、锯齿形螺纹、矩形螺纹用于传动。其中锯齿形螺纹只能用于单向传动。 螺纹还分左、右旋，单、多线，公制英制。我国除管螺纹外，都采用公（米）制，国际标准也采用公制。大径d为公称直径。 三角形螺纹连接的自锁条件为：升角小于等于当量摩擦角。即 螺纹传动的效率为： 。效率在40度左右最高，但由于大升角制造困难，故λ不大于25度，因此在25度内，λ增加，效率将提高。 3、螺纹连接的基本类型 （1）、螺栓连接 特点：被连接件上只钻有通孔，不需加工螺纹，通常用于被连接件不太厚和两边有足够装配空间场合。又分 （a）普通螺栓连接：螺栓与被连接件的孔间留有间隙，故孔加工精度低。 （b）铰制孔螺栓连接：螺栓与被连接件的孔间无间隙，孔加工精度高，用于承受横向载荷或要求精确固定被连接件相对位置场合。 (2)、双头螺栓连接 特点：用于被连接件之一较厚不便穿孔的场合，允许多次装拆，而不损坏被连接件。较薄的被连接件钻通孔，较厚的被连接件钻孔攻丝。 (3)、螺钉连接 用于被连接件之一较厚且不宜多次装拆的场合。 (4)、紧定螺钉连接 用以固定两零件的相对位置，可传递不大的力和转矩。 螺纹标准件标注： 如M12×100 GB5782-86 名称：六角头螺栓 公称直径：12mm 公称长度：100 螺距：（粗牙）1.75mm 螺纹为右旋。 再如螺栓 M12×1.5×100 左 GB5785-86 则指细牙，螺距1.5mm，左旋，其它一样。 螺纹连接的防松分：摩擦防松（如弹簧垫圈、对顶螺母）、机械防松（如圆螺母用带翅垫片）、破坏螺纹副的关系（如冲点法）三种类型。 摩擦防松：不十分可靠，多用于冲击、振动不剧烈的场合。 机械防松：利用各种止动零件。可靠、应用广。 破坏螺纹副关系：用于不再被拆卸的场合。 单个螺栓连接的强度计算 普通螺栓连接 （1）、松螺栓连接 装配时不拧紧螺母，即只有工作载，情况较少见，如吊钩，其强度条件为： d1——螺纹的小径 Fa——轴向拉力 （2）紧螺栓连接 螺栓处于拉伸和扭转复合应力状态，故在强度计算时，要将所受拉应力增大30%来补偿剪应力的影响。强度条件为： 这里关键是根据不同情况算总载荷Fa。 情况一：受预紧力和轴向载荷（如压力容器的螺栓连接，常考之一） F'-----预紧力；Kb-----螺栓刚度；Kc-----被连接件刚度；F-----工作载荷；F''-----残余预紧力 例：已知一压力容器，容器盖与缸体用6个普通螺栓连接，缸内压强p=2N/mm2，缸径D=150mm，根据连接的紧密性要求，每个螺栓残余预紧力F″=1.6F，F为单个螺栓的工作拉力，螺栓的许用应力 =150N/mm2，试计算螺栓的小径d1。 解：先算工作载荷 残余预紧力F″=1.6F=9420N 总载荷 N 由于 所以 例：用于紧连接的一个M16普通螺栓，小径d1=14.376mm, 预紧力Fˊ=20000N,轴向工作载荷F=10000N,螺栓刚度Cb=1 ×106N/mm,被连接件刚度Cc=4×106N/mm,螺栓材料的许用应力[σ]=150N/mm2; （1）计算螺栓所受的总拉力Fa （2）校核螺栓工作时的强度。 解： 所以不安全。 情况二：普通螺栓连接受横向载荷（常考之一） 由于螺栓与孔之间留有间隙，故是由预紧力F′产生的摩擦力来平衡外载荷。为使被连接件之间不发生相对滑动，所需的F′为： ——可靠性系数，常取 ——接合面数 ——摩擦系数 总载荷Fa= 代入强度条件： 例：图示单个普通螺栓连接，螺栓的许用应力 =150MPa，该连接承受横向载荷FΣ=5000N,可靠性系数c=1.2，接合面间的摩擦系数f=0.12，试求：螺栓所需的最小预紧力F′和螺栓的小径d1。 解： 由于 所以 思考：若是4个普通螺栓连接，又如何？ 铰制孔螺栓连接 情况三：受横向载荷 强度条件为： （剪切强度） m——螺栓剪切面的数目 do——剪切面的直径 (挤压强度) ——轴向最小的接触长度 [ ]——螺栓或孔壁的许用挤压应力，取小者。 7、降低螺栓刚度 或增大被连接件刚度 可以提高螺纹连接的疲劳强度（如减小螺栓光杆部分直径、采用空心螺杆、采用较硬的金属垫片）。 加厚螺母并不能改善载荷分布不均，所以不能提高螺纹连接的强度。 8、普通平键的上表面和轮毂槽底之间有间隙，是靠两侧面传递转矩，两侧面是工作面。且有结构简单、装拆方便、加工容易，对中良好，应用广泛，但不能实现轴向固定的特点。 按端部形状不同分为A型（圆头）、B型（方头）、C型（半圆头）三种。A型轴槽用指状铣刀加工，键在轴槽中轴向固定好，但端部应力集中大。B型轴槽用盘形铣刀加工，端部应用集中小，但易松动，常用紧钉螺钉固定。C型常用于轴端和毂类零件的连接。 9、半圆键，两侧面为工作面，对中良好。轴槽用尺寸与半圆键直径相同的盘形铣刀铣出，因此半圆键能在槽中摆动，尤其适用锥形轴与轮毂的连接，但轴槽较深，对轴的强度削弱大，只用于轻载。 10、楔键的上、下表面为工作面，靠挤压产生的摩擦力传递转矩，能承受一定的单向的轴向载荷。但由于楔键打入时，这使轴和轮毂产生偏心，故用于定心精度不高，载荷平稳和低速场合。 11、普通平键连接的主要失效：工作面被压溃。设计时，键的断面尺寸（高度h和宽度b）根据轴的直径选取，而键长L应根据轮毂宽度B而定，通常L=B-（5~10）mm。 考试例题： 1．平键连接中的平键截面尺寸b×h是按 C 选定的。 A. 转矩T B. 功率P C. 轴径d 2．平键连接工作时，是靠 剪切 和 挤压 传递转矩的。 3．若强度不够，采用两个普通平键时，为使轴与轮毂对中良好，两键通常布置成 A 。 A．相隔180° B. 相隔120°～130° C． 相隔90° D. 在轴的同一母线上 4．用于连接的螺纹牙型为三角形，这是因为三角形螺纹 A 。 A. 牙根强度高，自锁性能好 B. 传动效率高 C. 防震性能好 D. 自锁性能差 5．为提高紧螺栓连接强度，防止螺栓的疲劳破坏，通常采用的方法之一是减小 螺栓 刚度或增大 被连接件 刚度。 6．当两个被连接件之一太厚，不宜制成通孔，且连接需要经常拆装时，适宜采用 ③ 连接。 ① 螺栓 ② 螺钉 ③ 双头螺柱 第15章 滚动轴承 1. 组成：外圈、内圈、滚动体、保持架。 主要类型 3类：圆锥滚子轴承 承受：径载、单向轴载、极限转速低、内外圈可分离、对称安装，适用于转速不太高、轴的刚性较好的场合。 6类：深沟球轴承 承受：径载，较小轴载，有一点自动调心能力，极限转速高，价格便宜，适用于一般场合（常用）。 7类：角接触球轴承 承受：径载、轴载（单向）、成对使用、极限转速高。适用于转速高、同时承受径向和轴向负荷。 N类：圆柱滚子轴承 只能承受较大的径载，适用于转速不太高、轴的刚性较好的场合。 2．基本代号排列如图： 类型代号：常用有3、6、7、N类。 尺寸系列代号：表达相同内径但外径和宽度不同的轴承，当宽度系 列为0时，多数轴承可不标宽度系列。 内径代号：多数轴承有一定规律性，一般：内径代号×5=内径，如： 08表示轴承内径d=5×08=40mm。 轴承代号示例： 6308：6─深沟球轴承，3─尺寸系列代号，08 ─内径d=40mm， 公差等级为0级。 N105/P5：N─圆柱滚子轴承，1─尺寸系列代号，05─内径d=20mm，公差等级为5级 注意：公差等级0级，精度最低，价格最便宜，使用最广泛，代号中不标注。 3主要失效形式 （1）、疲劳点蚀（一般转速）（2）、塑性变形（低速、不回转、摆动） 设计准则：针对疲劳点蚀→寿命计算，针对塑性变形→静强度计算。 4．滚动轴承的寿命：出现疲劳点蚀前所经历的总转数或在一定转速下所 经历的工作小时数。 滚动轴承的寿命有很大的离散性，必须以额定寿命作为计算标准。 额定寿命是指一批相同的轴承，在相同的使用条件下运转，其中90%（即可靠度90%）的轴承不发生疲劳点蚀前所转过的总转数，或在一定转速下运转的总小时数。 5．寿命计算基本公式 或 C——基本额定动负荷，可查手册 P——当量动负荷（N） ε——寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承 6. 当量动负荷P是一种假定的载荷，在当量动负荷作用下，轴承的寿命应与实际复合负荷下轴承的寿命相同。 计算公式 Fr——径载 Fa——轴载 X——径向系数 Y——轴向系数 ——动负荷修正系数 7. 角接触求轴承（7类）圆锥滚子轴承（3类）轴向负荷Fa的计算。 特点：承受径向负荷Fr时，会产生内部轴向力Fs，计算轴向负荷Fa时须将Fs考虑进去。(1)、内部轴向力Fs的大小及方向 Fs的大小，题目会告知。Fs的方向，总是沿着内圈和滚动体对外圈脱离的方向。 (2)、、（3、7）类轴承轴向负荷FA的计算 当 时，轴有向右移动趋势，轴承Ⅱ“压紧”，轴承Ⅰ“放松”。 当 时，轴有向左移动趋势， 轴承Ⅰ “压紧”，轴承Ⅱ “放松”。 规律：“放松”端轴承轴向力FA等于内部轴向力。 “压紧”端轴承轴向力FA等于除本身内部轴向力外 其它所有轴向力的代数和，与本身内部轴向力方向 相反取正号，与本身内部轴向力方向相同取负号。 8．结构改错范例 指出下图轴系结构上的错误并说明原因，齿轮用油润滑，轴承用脂润滑。 （1）轴承盖无螺钉固定。 （2）无垫片，无法调整轴承游隙。 （3）箱体端面加工面过大。 （4）卡圈无用。 （5）轴肩过高，无法拆卸轴承。 （6）轴承脂润滑无挡油环。 （7）键过长，且套筒无法装入。 （8）齿轮宽度应比该段轴小2-3mm，齿轮轴向定位不可靠。 （9）精加工面过长，且轴承安装不便。 （10）轴承安装方向不对。 （11）轴与端盖无间隙，且没有密封件。 （12）联轴器孔未打通，且无轴向、周向定位。 考试例题： 1. 滚动轴承的额定寿命是指一批同规格的轴承在规定的试验条件下运转，其中 C 轴承发生破坏时所达到的寿命（运转转数或工作小时数） A. 1％ B. 5％ C. 10％ 2. 滚动轴承的代号7312C，表示轴、承的类型是 角接触球 轴承，内径d= 60 mm，精度等级为 0 级。 3．在下列四种型号的滚动轴承中，不能承受轴向载荷的是 B 。 A. 62208 B. N2208 C. 32208 D. 52208 4．转速一定的7202轴承，其额定动载荷从C增加为2C，寿命增加 8 倍。 5. 图中所示为一对角接触球轴承支承的轴系，轴承正安装（面对面），已知两个轴承的径向载荷分别为R1=2000N，R2= 4000N，轴上作用的轴向外加载荷FA=1000N,轴承内部附加轴向力S的计算为S=0.7R，当轴承的轴向载荷与径向载荷之比 ＞e时，X= 0.41，Y= 0.87，当 ≤e，X=1，Y= 0，e = 0.68，载荷系数fF = 1.0，试计算 （1）两个轴承的轴向载荷A1、A2； （2）两个轴承的当量动载荷P1、P2。 6．指出轴系中的错误结构，编号说明其错误原因。 （1） （2） � EMBED WPS.Doc.6 \* MERGEFORMAT ��� 按凸轮的形状 按从动件的形式 � EMBED \* MERGEFORMAT ��� FR FS1 FS2 � EMBED \* MERGEFORMAT ��� � EMBED \* MERGEFORMAT ��� � EMBED \* MERGEFORMAT ��� � EMBED \* MERGEFORMAT ��� � EMBED \* MERGEFORMAT ��� � EMBED \* MERGEFORMAT ��� 1 _1234567921.unknown _1234567937.unknown _1234567953.unknown _1234567961.unknown _1234567969.unknown _1234567973.unknown _1234567977.unknown _1234567979.unknown _1234567981.unknown _1234567982.unknown _1234567983.unknown _1234567980.unknown _1234567978.unknown _1234567975.unknown _1234567976.unknown _1234567974.unknown _1234567971.unknown _1234567972.unknown _1234567970.unknown _1234567965.unknown _1234567967.unknown _1234567968.unknown _1234567966.unknown _1234567963.unknown _1234567964.unknown _1234567962.unknown _1234567957.unknown _1234567959.unknown _1234567960.unknown _1234567958.unknown _1234567955.unknown _1234567956.unknown _1234567954.unknown _1234567945.unknown _1234567949.unknown _1234567951.unknown _1234567952.unknown _1234567950.unknown _1234567947.unknown _1234567948.unknown _1234567946.unknown _1234567941.unknown _1234567943.unknown _1234567944.unknown _1234567942.unknown _1234567939.unknown _1234567940.unknown _1234567938.unknown _1234567929.unknown _1234567933.unknown _1234567935.unknown _1234567936.unknown _1234567934.unknown _1234567931.unknown _1234567932.unknown _1234567930.unknown _1234567925.unknown _1234567927.unknown _1234567928.dwg _1234567926.unknown _1234567923.unknown _1234567924.unknown _1234567922.unknown _1234567905.unknown _1234567913.unknown _1234567917.unknown _1234567919.unknown _1234567920.unknown _1234567918.unknown _1234567915.unknown _1234567916.unknown _1234567914.unknown _1234567909.unknown _1234567911.unknown _1234567912.unknown _1234567910.unknown _1234567907.unknown _1234567908.unknown _1234567906.unknown _1234567897.unknown _1234567901.unknown _1234567903.unknown _1234567904.unknown _1234567902.unknown _1234567899.unknown _1234567900.unknown _1234567898.unknown _1234567893.unknown _1234567895.unknown _1234567896.unknown _1234567894.unknown _1234567891.unknown _1234567892.unknown _1234567890.doc