武漢理工機(jī)械設(shè)計(jì)總復(fù)習(xí)

第一章機(jī)械設(shè)計(jì)總論

一.主要內(nèi)容、重點(diǎn)及難點(diǎn)1.主要內(nèi)容（1）機(jī)械設(shè)計(jì)概述（2）機(jī)械設(shè)計(jì)的基本要求和一般程序（3）機(jī)械零件的工作能力和計(jì)算準(zhǔn)則（4）機(jī)械零件的強(qiáng)度（5）機(jī)械設(shè)計(jì)中的摩擦、磨損和潤滑問題2.重點(diǎn)及難點(diǎn)機(jī)械零件的工作能力和計(jì)算準(zhǔn)則機(jī)械零件的強(qiáng)度重點(diǎn)難點(diǎn):機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度計(jì)算二.要點(diǎn)分析（二）幾個(gè)基本概念(易混淆)（1）構(gòu)件、零件構(gòu)件：組成機(jī)構(gòu)的基本運(yùn)動(dòng)單元稱為構(gòu)件，如連桿等。構(gòu)件可由一個(gè)或多個(gè)零件組成。零件：組成機(jī)器的基本制造單元稱為零件，如齒輪。（2）機(jī)構(gòu)、機(jī)器機(jī)構(gòu)：具有確定相對運(yùn)動(dòng)規(guī)律的構(gòu)件組合體，它的功能是傳遞、交換運(yùn)動(dòng)和力。機(jī)器：由機(jī)構(gòu)組成的裝置，如內(nèi)燃機(jī)是由連桿機(jī)構(gòu)、凸輪機(jī)構(gòu)、齒輪機(jī)構(gòu)等組成，它的功能是交換機(jī)械能或作機(jī)械功或傳遞物料、信息。(一)機(jī)械的組成典型機(jī)構(gòu)機(jī)械零部件控制操作系統(tǒng)專用零件通用零件（三）機(jī)械零件的強(qiáng)度1.載荷和應(yīng)力（1）靜載荷、變載荷靜載荷：大小和方向不隨時(shí)間變化或變化緩慢的載荷，如物體的自重，鍋爐壓力等。變載荷：大小和方向隨時(shí)間周期性變化的載荷，如往復(fù)式動(dòng)力機(jī)械的零件受周期性變載荷，汽車、拖拉機(jī)的行駛部分受非周期性變載荷。（2）工作載荷、名義載荷、計(jì)算載荷工作載荷：機(jī)械正常工作時(shí)零件上所受的真實(shí)載荷為工作載荷，一般由實(shí)測的方法得到。名義載荷：由理論方法計(jì)算出的作用在零件上的載荷稱為名義載荷。如名義轉(zhuǎn)矩：

計(jì)算載荷：名義載荷與載荷系數(shù)的乘積，載荷系數(shù)主要考慮由于外部因素（如原動(dòng)機(jī)動(dòng)力參數(shù)的變化和工作機(jī)工作阻力的變化）引起過載或由于內(nèi)部原因（機(jī)械系統(tǒng)的振動(dòng)、載荷分布不均等）引起的附加動(dòng)載荷。強(qiáng)度計(jì)算時(shí)一般用計(jì)算載荷代替工作載荷。（3）靜應(yīng)力、變應(yīng)力靜應(yīng)力：不隨時(shí)間變化或變化緩慢的應(yīng)力稱為靜應(yīng)力，一般由靜載荷產(chǎn)生。變應(yīng)力：隨時(shí)間變化的應(yīng)力稱為變應(yīng)力，一般由變載荷產(chǎn)生，亦可由靜載荷產(chǎn)生。（4）穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力、不穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力、隨機(jī)變應(yīng)力穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力：應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為常數(shù)的周期性變化應(yīng)力。不穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力：、其中之一不為常數(shù)的周期性變化的應(yīng)力。隨機(jī)變應(yīng)力：隨機(jī)變化的應(yīng)力。2.穩(wěn)定變應(yīng)力的基本類型（1）一般循環(huán)變應(yīng)力r=σmin/σmaxσmaxσmσaσatσσmin應(yīng)用實(shí)例：同時(shí)受軸向力和徑向力作用的軸，軸向力產(chǎn)生平均應(yīng)力和徑向力產(chǎn)生的彎曲變應(yīng)力疊加。持久極限為（2）對稱循環(huán)變應(yīng)力r=-1（3）脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力r=0（4）靜應(yīng)力r=1持久極限為持久極限為持久極限為應(yīng)用實(shí)例：受徑向力作用的軸，徑向力產(chǎn)生彎曲變應(yīng)力。應(yīng)用實(shí)例：齒輪傳動(dòng)嚙合的接觸應(yīng)力或單向轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪的齒根彎曲應(yīng)力。應(yīng)用實(shí)例：靜力拉桿。注：按絕對值大小區(qū)分，各自帶符號，正值表示拉應(yīng)力，負(fù)值表示壓應(yīng)力。表示循環(huán)應(yīng)力中的不變部分；表示循環(huán)應(yīng)力中的變化部分；r表示變應(yīng)力的不對稱程度。a）靜應(yīng)力：γ=+1變應(yīng)力特例b）非對稱循環(huán)變應(yīng)力γ

在（+1～-1）間變化σmaxσmσminσaσatσσtσ=常數(shù)c）對稱循環(huán)變應(yīng)力γ=-1σtσaσmaxσmind）脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力γ=0σtσaσaσmaxσmσmax3.機(jī)械零件的疲勞極限及其確定機(jī)械零件的疲勞強(qiáng)度取決于應(yīng)力循環(huán)特性r、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N、材料的持久疲勞極限、零件的形狀、尺寸大小、表面狀態(tài)等因素。無限壽命區(qū)有限壽命區(qū)N0σγN1N1σγN2N2N0σγσγσγNNσγ(1)—

N疲勞曲線有限壽命區(qū)間內(nèi)循環(huán)次數(shù)N與疲勞極限σrN的關(guān)系為：用疲勞曲線求取疲勞極限σγN的方法有限壽命區(qū)（N＜N0):無限壽命區(qū)（N≥N0）

疲勞極限：σγN=σγ，

kN=1N=60n

th

ɑ(2)零件的簡化極限應(yīng)力線圖等效系數(shù)A′D′G′C—材料的簡化極限應(yīng)力線圖；ADGC—零件的簡化極限應(yīng)力線圖；MNN′M′當(dāng)工作點(diǎn)N在OAG工作區(qū)時(shí)，聯(lián)立ON′和AG的直線方程可得零件的極限應(yīng)力：當(dāng)工作點(diǎn)M在OGC區(qū)域時(shí)，零件的極限應(yīng)力為：(3)疲勞強(qiáng)度的計(jì)算當(dāng)工作點(diǎn)N在OAG工作區(qū)時(shí)單向應(yīng)力狀態(tài)下的安全系數(shù)當(dāng)工作點(diǎn)M在OGC工作區(qū)時(shí)復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)下的安全系數(shù)(三）機(jī)械零件的工作能力和計(jì)算準(zhǔn)則1.機(jī)械設(shè)計(jì)的基本要求（價(jià)廉物美、安全可靠）(1)實(shí)現(xiàn)預(yù)定的功能要求；（2）可靠性和安全性要求；（3）市場需求和經(jīng)濟(jì)性要求；（4）機(jī)械零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求；（5）工藝性及標(biāo)準(zhǔn)化、系列化、通用化要求；（6）其他特殊要求。過大彈性變形——零件的剛度不夠引起塑性變形——工作應(yīng)力超過材料的屈服極限σS引起變形疲勞斷裂——工作應(yīng)力超過零件的疲勞極限σr引起過載斷裂——工作應(yīng)力超過材料的強(qiáng)度極限σB引起斷裂壓潰、過度磨損——零件接觸表面上的壓應(yīng)力p過大膠

合——

零件工作溫升△t過高引起表面疲勞損壞——零件表面接觸應(yīng)力σH過大引起表面失效3.機(jī)械零件的主要失效形式2.機(jī)械零件的工作能力零件的工作能力是指在一定的運(yùn)動(dòng)、載荷和環(huán)境情況下，在預(yù)定的使用期限內(nèi)，不發(fā)生失效的安全工作限度。4.機(jī)械零件的計(jì)算準(zhǔn)則(1)強(qiáng)度準(zhǔn)則(2)剛度準(zhǔn)則

—

針對過大彈性變形

提高剛度的措施：增大或改變截面形狀尺寸以增大截面慣性矩；減小支承間的跨距；合理增加加強(qiáng)筋。(3)耐磨性準(zhǔn)則

—

針對過度磨損、膠合破壞(4)振動(dòng)和噪聲準(zhǔn)則

—

針對高速機(jī)械的振動(dòng)失穩(wěn)（即共振）(四）機(jī)械設(shè)計(jì)中的摩擦、磨損和潤滑1.機(jī)械零部件中的摩擦按摩擦副之間的狀態(tài)分干摩擦邊界摩擦液體摩擦混合摩擦指零件在載荷作用下抵抗斷裂、塑性變形及表面疲勞失效的能力。2.機(jī)械零部件中的摩損摩損過程跑合摩損階段（初期磨損階段）穩(wěn)定摩損階段（正常磨損階段）劇烈摩損階段（耗損磨損階段）摩損的基本類型（按機(jī)理分）粘著摩損磨料磨損接觸疲勞磨損腐蝕磨損3.防止或減小摩損的主要方法（1）選擇合適的潤滑劑和潤滑方法，用液體摩擦代替邊界摩擦；（2）按零部件的主要磨損類型合理選擇材料；（3)合理選擇熱處理和表面處理方法；(4)適當(dāng)降低表面粗糙度值可提高接觸疲勞磨損零部件的耐磨性；（5）用滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，可減少磨損；（6）正確的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，使應(yīng)力均勻分布；（7）正確維護(hù)、使用，科學(xué)管理。4.機(jī)械零部件中的潤滑潤滑方式流體動(dòng)力潤滑流體靜力潤滑邊界潤滑潤滑油的性能指標(biāo)：粘度、動(dòng)力粘度、運(yùn)動(dòng)粘度影響潤滑油粘度的主要因素：溫度、壓力選用原則：載荷大、溫度高的軸承，宜選用粘度大的油；載荷小、轉(zhuǎn)速高的軸承，宜選用粘度小的油；第5章齒輪傳動(dòng)一.主要內(nèi)容二.重點(diǎn)及難點(diǎn)（1）齒輪傳動(dòng)的受力分析及載荷計(jì)算（2）齒輪傳動(dòng)的失效形式、設(shè)計(jì)準(zhǔn)則、強(qiáng)度計(jì)算及參數(shù)選擇；重點(diǎn)（1）齒輪傳動(dòng)的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則；（2）齒輪傳動(dòng)的受力分析及載荷計(jì)算；（3）強(qiáng)度計(jì)算、許用應(yīng)力的確定及參數(shù)選擇；難點(diǎn)（1）斜齒輪軸向力方向的判定及各分力大小的計(jì)算；（2）強(qiáng)度計(jì)算中許用應(yīng)力的確定及參數(shù)選擇；輪齒折斷齒面損傷疲勞點(diǎn)蝕磨損膠合塑性變形三.要點(diǎn)分析（一）齒輪傳動(dòng)失效形式及計(jì)算準(zhǔn)則、材料選擇1.失效形式閉式齒輪傳動(dòng)，當(dāng)一對齒輪或一輪齒為軟齒面時(shí)，輪齒的主要損傷形式是齒面疲勞點(diǎn)蝕，也可能發(fā)生輪齒折斷及其他失效形式，故應(yīng)按接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式確定主要尺寸，然后校核彎曲疲勞強(qiáng)度。若一對齒輪均為硬齒面時(shí)，輪齒的主要失效形式可能是輪齒折斷，也可能發(fā)生點(diǎn)蝕、膠合等失效，則應(yīng)按彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式確定模數(shù)，然后校核接觸疲勞強(qiáng)度。開式齒輪傳動(dòng)，其主要失效形式是齒面磨損，但往往又因輪齒磨薄后而發(fā)生折斷，故仍按輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，但適當(dāng)降低（20%）許用應(yīng)力以考慮磨損的影響。

2.計(jì)算準(zhǔn)則輪齒齒面—

有足夠的硬度和耐磨性，有利于提高齒面抗點(diǎn)蝕、膠合、磨損及塑性變形的能力；輪齒芯部—

有足夠的抗彎曲強(qiáng)度及沖擊韌性；齒輪加工及熱處理性能好；非金屬材料—

夾布膠木、塑料…用于高速、小功率、精度不高或要求低噪聲的齒輪中碳鋼—45、50鋼…中碳合金鋼—40Cr、35SiMn低碳合金鋼—20Cr、20SiMnTiZG310-570、ZG340-640…用于尺寸大齒輪灰鑄鐵—

HT250、HT300…球墨鑄鐵—

QT500-5、QT600-2鑄鋼—鍛鋼鑄鐵中小尺寸齒輪低速輕載、尺寸要求不嚴(yán)的開式齒輪3.材料選擇常用材料（二）齒輪傳動(dòng)受力分析——重點(diǎn)O2O1Fa2Ft1Fr1Ft2Fr2Fa1n2n1斜齒圓柱齒輪直齒圓柱齒輪直齒錐齒輪圓周力Ft徑向力Fr圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa圓周力Ft徑向力Fr軸向力FaFr1

Fr2Ft2Ft1n1n2n1n2Fr2Fa2Fa1Ft2Ft1Fr1各力方向判定

圓周力Ft

主動(dòng)輪——受阻力，F(xiàn)t1與力作用點(diǎn)線速度的方向相反；從動(dòng)輪——受驅(qū)動(dòng)力，F(xiàn)t2與力作用點(diǎn)線速度的方向相同徑向力Fr—

分別指向各自的輪心斜齒輪傳動(dòng)——用“主動(dòng)輪左、右手定則”來判斷軸向力Fa錐齒輪傳動(dòng)——分別指向各輪輪齒的大端Ft1=-Ft2Fr1=-Fr2Ft1=-Ft2Fr1=-Fr2Fa1=-Fa2Ft1=-Ft2Fr1=-Fa2Fa1=-Fr2

（二）齒輪傳動(dòng)受力分析——重點(diǎn)斜齒圓柱齒輪直齒圓柱齒輪直齒錐齒輪圓周力Ft徑向力Fr圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa法向力Fn（三）齒輪傳動(dòng)的參數(shù)選擇——重點(diǎn)齒數(shù)Z1閉式軟齒面齒輪——Z1=20～40閉式硬齒面齒輪——Z1=17～25開式齒輪——Z1=17～20模數(shù)m——

在滿足齒根彎曲強(qiáng)度要求的前提下，盡可能取小些，對于動(dòng)力傳動(dòng)齒輪必須使m≥1.5mm；對開式齒輪傳動(dòng)，只按彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，將計(jì)算求得的模數(shù)增大10%~15%。z2=iZ1——圓為整數(shù)齒寬系數(shù)圓柱齒輪錐齒輪=0.25

～0.3斜齒輪的螺旋角β——一般取β=

8°

～20°，最佳

β=

10°

～15°，

βmax≤

25°

當(dāng)齒輪制造、安裝精度高，軸和支承的剛度大，齒輪對稱于軸承布置時(shí)，齒寬系數(shù)取大值，反之取小值。

許用應(yīng)力的確定許用彎曲應(yīng)力бFP—

齒面許用接觸應(yīng)力бHP

—（四）齒輪強(qiáng)度計(jì)算1.直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)公式校核公式齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式設(shè)計(jì)公式齒數(shù)、模數(shù)、齒寬系數(shù)對強(qiáng)度的分析齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)公式校核公式齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式設(shè)計(jì)公式2.斜齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算設(shè)計(jì)公式校核公式齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式設(shè)計(jì)公式3.直齒圓錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算一.主要內(nèi)容二.重點(diǎn)及難點(diǎn)（1）蝸桿傳動(dòng)的類型、特點(diǎn)及應(yīng)用，蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)及其選擇原則；（2）蝸桿傳動(dòng)的失效形式、材料選擇及受力分析；（3）普通蝸桿傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算及蝸桿的剛度計(jì)算；（4）蝸桿傳動(dòng)的效率、潤滑及熱平衡計(jì)算。重點(diǎn)（1）蝸桿傳動(dòng)主要參數(shù)選擇及幾何尺寸計(jì)算；（2）蝸桿分度圓直徑與直徑系數(shù)q；（3）蝸桿傳動(dòng)的受力分析；（4）蝸桿傳動(dòng)強(qiáng)度、效率及熱平衡計(jì)算；難點(diǎn)（1）蝸桿傳動(dòng)正確嚙合條件及變位特點(diǎn)；（2）蝸桿、蝸輪各力之間關(guān)系，蝸桿軸向力方向及蝸輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向的判斷；第6章蝸桿傳動(dòng)設(shè)計(jì)一.蝸桿傳動(dòng)類型及特點(diǎn)類型圓柱蝸桿傳動(dòng)普通圓柱蝸桿傳動(dòng)圓弧圓柱蝸桿傳動(dòng)環(huán)面蝸桿傳動(dòng)錐面蝸桿傳動(dòng)1.阿基米德圓柱蝸桿（ZA蝸桿）2.漸開線圓柱蝸桿（ZI蝸桿）3.法向直廓圓柱蝸桿（ZN蝸桿）4.

錐面包絡(luò)圓柱蝸桿（ZK蝸桿）國標(biāo)推薦采用圓環(huán)面包絡(luò)圓柱蝸桿軸向圓弧齒圓柱蝸桿三.要點(diǎn)分析（一）蝸桿傳動(dòng)的類型（二）蝸桿傳動(dòng)的主要參數(shù)及幾何關(guān)系1.蝸桿傳動(dòng)的正確嚙合條件2.蝸桿分度圓直徑(又稱中圓直徑)

d1和直徑系數(shù)q

（1）蝸桿軸向模數(shù)mx1=蝸輪端面模數(shù)mt2=標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m（2）蝸桿軸向壓力角x1=蝸輪端面壓力角t2=標(biāo)準(zhǔn)壓力角=20o（3）蝸桿分度圓導(dǎo)程角1=蝸輪的螺旋角2，且螺旋線方向相同，同為左旋或同為右旋在蝸桿傳動(dòng)的中間平面內(nèi)，蝸桿與蝸輪的嚙合相對于漸開線斜齒輪與直齒條的嚙合，因?yàn)閮奢S線交錯(cuò)角∑=90?時(shí)，故其正確嚙合條件為：蝸桿傳動(dòng)中，為了保證蝸桿與蝸輪的正確嚙合，常用與蝸桿具有同樣參數(shù)的蝸輪滾刀來加工與其配對的蝸輪。為了減少蝸輪滾刀的數(shù)目，為便于蝸輪滾刀的標(biāo)準(zhǔn)化，規(guī)定蝸桿直徑d1為標(biāo)準(zhǔn)值，且與m搭配。d1與m的比值稱為蝸桿直徑系數(shù)，用q表示，即：∵d1=qm

≠Z1m蝸桿分度圓導(dǎo)程角——蝸桿輪齒的切線與其端面之間的夾角導(dǎo)程（同一條螺旋線上相鄰兩齒同側(cè)齒廓之間的軸向距離）

：pz=z1px蝸桿軸向齒距（相鄰兩齒同側(cè)齒廓之間的軸向距離）：px=m，效率高，330的蝸桿具有自鎖性。d1導(dǎo)程pzpxd1d1γγ導(dǎo)程角與導(dǎo)程的關(guān)系

導(dǎo)程角：pxtan=====pzd1z1pxd1z1md1z1mqmz1q3.蝸桿頭數(shù)z1和與蝸桿分度圓導(dǎo)程角

z1=1~4η嚙=tan/tan（+ρv）====4.蝸桿傳動(dòng)的傳動(dòng)比及中心距

i==n2z1n1z2d1d2≠∵d1=qm

≠Z1m（三）蝸桿傳動(dòng)的變位特點(diǎn)蝸桿傳動(dòng)變位目的湊中心距湊傳動(dòng)比由于加工蝸輪的滾刀形狀和尺寸要與蝸桿的齒廓形狀和尺寸相同，因此蝸桿傳動(dòng)只能對蝸輪進(jìn)行變位，即變位只改變蝸輪的尺寸，而蝸桿的尺寸保持不變。變位后的蝸輪與蝸桿嚙合傳動(dòng)時(shí)，蝸桿的分度圓不重合于節(jié)圓，蝸輪的分度圓與節(jié)圓重合。(四)蝸桿傳動(dòng)的受力分析1.力的大小n1n2Fa2Ft2Fr2Fa1Ft1Fr1圓周力徑向力蝸桿上與轉(zhuǎn)向相反蝸輪上與轉(zhuǎn)向相同和指向各自的輪心軸向力：

左旋蝸桿用左手法則右旋蝸桿用右手法則蝸桿上用左右手法則判定

2.

力的方向(五)蝸桿傳動(dòng)的失效形式及強(qiáng)度計(jì)算特點(diǎn)1.蝸桿傳動(dòng)的失效形式蝸輪相當(dāng)于斜齒輪，通常蝸輪齒輪為青銅或鑄鐵，其機(jī)械強(qiáng)度比鋼制蝸桿低，故閉式蝸桿傳動(dòng)的主要失效形式為蝸輪齒面疲勞點(diǎn)蝕及齒面膠合。開式蝸桿傳動(dòng)的主要失效形式——蝸輪輪齒的磨損。

彈性系數(shù)

銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿組合時(shí)

校核式：設(shè)計(jì)式

：使用系數(shù),

同齒輪1.齒面接觸強(qiáng)度2.蝸桿剛度（六）普通圓柱蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）蝸桿傳動(dòng)的失效一般發(fā)生在蝸輪上，只對蝸輪輪齒進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，蝸桿的強(qiáng)度按軸的強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，必要時(shí)校核蝸桿的剛度。（2）一般情況下，蝸輪輪齒很少發(fā)生彎曲疲勞折斷，故一般只計(jì)算蝸輪齒輪接觸疲勞強(qiáng)度，只有當(dāng)蝸輪齒數(shù)z>80-120或?yàn)殚_式傳動(dòng)時(shí)，才進(jìn)行輪齒彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。2.強(qiáng)度計(jì)算特點(diǎn)（七）蝸桿傳動(dòng)的效率及熱平衡計(jì)算

效率攪油損耗效率軸承效率輪齒嚙合效率η＝η１η２η３1.蝸桿傳動(dòng)的總效率影響效率的因素：（1）導(dǎo)程角，則，因故q一定時(shí)，則↑↑↑↑（2）當(dāng)量摩擦角，，則蝸輪齒輪：錫青銅取決于蝸桿齒面硬度>45HRC,

相對滑動(dòng)速度，↑↑由于摩擦損耗全部轉(zhuǎn)化為熱量，在單位時(shí)間內(nèi)發(fā)熱量式中，Ｐ為蝸桿傳遞的功率kW；η--蝸桿傳動(dòng)的總效率。Q1=散熱量環(huán)境溫度一般取200工作溫度散熱面積計(jì)算式許用工作溫度、一般取600～700散熱面積散熱系數(shù)若為自然冷卻方式，則熱量從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中，其單位時(shí)間內(nèi)的散熱量箱體的散熱系數(shù)，αｓ＝12～18W／(m２℃)，大值用于通風(fēng)良好的環(huán)境熱平衡條件：Q1=Q22.蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算若Ｔp超過允許值，可采取以下措施，以增加傳動(dòng)的散熱能力：

①在箱體外壁增加散熱片，增大散熱面積A，加散熱片時(shí)，還應(yīng)注意散熱片配置的方向要有利于熱傳導(dǎo)。

②在蝸桿軸端設(shè)置風(fēng)扇(圖a)，進(jìn)行人工通風(fēng)，增大散熱系數(shù)，此時(shí)αs＝20～28W／(m2·℃)。③可在箱體油池中裝設(shè)蛇形冷卻管。

④采用壓力噴油循環(huán)潤滑。式中，a——中心距，mm第8章帶傳動(dòng)一.主要內(nèi)容二.重點(diǎn)及難點(diǎn)（1）帶傳動(dòng)的類型、工作原理、優(yōu)缺點(diǎn)及其應(yīng)用范圍；（2）帶與帶輪的結(jié)構(gòu)；（3）摩擦型帶傳動(dòng)的作用力分析、應(yīng)力分析、彈性滑動(dòng)、打滑和滑動(dòng)率；（4）V帶傳動(dòng)的失效形式、設(shè)計(jì)準(zhǔn)則、設(shè)計(jì)方法和主要參數(shù)的選擇；（5）帶傳動(dòng)的張緊方法和張緊裝置。重點(diǎn)（1）帶傳動(dòng)的作用力分析、應(yīng)力分析；（2）帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)、打滑；（3）帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)和主要參數(shù)的選擇；難點(diǎn)（1）帶傳動(dòng)的應(yīng)力分析；（2）帶傳動(dòng)的彈性滑動(dòng)、打滑；工作前：帶中各處均受一定的初拉力FO

O2O1F0F0F0F0緊邊∑Ff2-帶松邊∑Ff1-帶

O1O2n2T2F1F1F2F2T1

n1工作時(shí)：主動(dòng)邊被進(jìn)一步拉緊，拉力由F0增大到F1，稱為緊邊；另一邊拉力減少到F2，稱為松邊。

緊邊拉力與松邊拉力的差值稱為帶傳動(dòng)的有效拉力Fe:Fe=F1一F2

=∑Ff三.要點(diǎn)分析（一）帶傳動(dòng)的力與應(yīng)力分析1.力的分析帶傳動(dòng)工作時(shí)，有效拉力Fe與初拉力Fo、緊邊拉力F1、松邊拉力F2關(guān)系：F1+F2=

2FoF1-F2=

Fe帶在帶輪上即將打滑時(shí)：1）初拉力F0

——F0↑，正壓力↑，∑Ffmax↑，F(xiàn)elim↑

但F0↑↑，磨損加快，帶的壽命↓；2）小輪包角α1——α1↑，包圍弧↑，∑Ffmax↑，F(xiàn)elim↑α1大小取決于設(shè)計(jì)參數(shù)i、d1、d2及a；3）摩擦系數(shù)f——f↑，∑Ffmax↑，F(xiàn)elim↑，f取決于帶和帶輪的材料。影響Felim的因素帶傳動(dòng)的極限有效拉力Felim為：為提高帶傳動(dòng)的工作能力，防止打滑，可采用以下措施：（1）安裝時(shí)保證適當(dāng)?shù)膹埦o力；（2）增加帶與帶輪之間的摩擦力，選用鑄鐵帶輪；（3）增大包角α1。2.

帶的應(yīng)力分析(2)拉應(yīng)力緊邊拉應(yīng)力：σ1=F1/A

MPa松邊拉應(yīng)力：σ2=F2/A

MPa∵F1＞F2∴σ1＞σ2(3)彎曲應(yīng)力

帶繞過小帶輪時(shí)：式中:E—帶的當(dāng)量彎曲彈性模量；

y

—帶的最外層到中性層的距離；

dd2、dd1—大小帶輪節(jié)圓直徑。

(1)離心拉應(yīng)力：σc=Fc/A=qv2/A

MPa——離心拉應(yīng)力作用于帶的全長。

帶繞過大帶輪時(shí)：當(dāng)傳動(dòng)比i≠1時(shí),∵

dd2

>dd1,∴

σb2<σb1

帶中應(yīng)力分布情況σb2σ1σ2σb1α1

α2

n1n2σCσCσB=σC+σ2+σb1σC=σC+σ2+σb2σD=σC+σ1+σb2σmax=σA=σC+σ1+σb1Eσmax=σA=σC+σ1+σb1帶在工作中受到的應(yīng)力是變化的，故易產(chǎn)生疲勞破壞，它是帶傳動(dòng)的主要失效形式之一。帶相對2輪的滑動(dòng)方向帶相對1輪的滑動(dòng)方向α2CD（二）彈性滑動(dòng)與打滑1.彈性滑動(dòng):是帶的彈性變形量的變化而引起帶與帶輪之間微量相對滑動(dòng)的現(xiàn)象，稱為彈性滑動(dòng)。ιδ1ιδ2vvn1n2α1AB產(chǎn)生彈性滑動(dòng)的原因：（1）摩擦帶傳動(dòng)是靠帶與帶輪之間的摩擦力傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力；（2）松邊與緊邊存在拉力差；（3）帶是彈性體，可發(fā)生彈性變形。

1)降低傳動(dòng)效率(V帶傳動(dòng)效率η=0.91～0.96)，使帶與帶輪摩損增加和溫度升高。

彈性滑動(dòng)對傳動(dòng)的影響

2)使從動(dòng)輪的圓周速度v2低于主動(dòng)輪的圓周速度v1，即：v2<

v1。

從動(dòng)輪圓周速度相對降低量稱為滑動(dòng)率ε?；瑒?dòng)率ε：F↑則ε↑，正常工作時(shí)，ε=1%～2%3)傳動(dòng)比不為常數(shù)即：≠常數(shù)2.打滑打滑——當(dāng)傳遞的有效拉力達(dá)到極限值Felim時(shí)，過載引起的帶與小帶輪接面間將發(fā)生顯著的相對滑動(dòng)。α2CDvvn1n2α1ABF1F1F2F2帶與帶輪2整個(gè)接觸弧上發(fā)生相對滑動(dòng)帶與帶輪1整個(gè)接觸弧上發(fā)生相對滑動(dòng)β1β2打滑的后果：（1）磨損加劇，壽命下降；（2）急劇發(fā)熱燒帶；（3）傳動(dòng)失穩(wěn)，導(dǎo)致失效。3.彈性滑動(dòng)與打滑的本質(zhì)區(qū)別發(fā)生在帶和帶輪的全部接觸弧上；帶與帶輪之間有明顯的相對滑動(dòng)。彈性滑動(dòng)打滑是帶傳動(dòng)正常工作時(shí)不可避免的固有特性；是帶傳動(dòng)的失效形式，是可以而且應(yīng)當(dāng)避免的;只發(fā)生在帶離開帶輪前的那部分接觸弧上;帶與帶輪之間有微量相對滑動(dòng)。α2CDα1BAn1β2β1彈性滑動(dòng)打滑α2CDα1BAn1n2β2β11.選取小輪直徑d1要注意：（1）保證工作性能：d1≥dmin

，以免彎曲應(yīng)力過大；（2）設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)化：

d1取標(biāo)準(zhǔn)值；（3）滿足帶速要求：當(dāng)n一定時(shí)，d1太小，導(dǎo)致帶速低，當(dāng)帶的型號一定時(shí)，單根帶傳遞的功率小，帶的根數(shù)增多；d1太大，導(dǎo)致帶速高，帶中離心力增大，也會(huì)影響承載能力。（4）合理的傳動(dòng)尺寸：但要求結(jié)構(gòu)緊湊時(shí)，應(yīng)在滿足傳動(dòng)能力條件下選用直徑較小的帶輪；若結(jié)構(gòu)尺寸不受限制，在合理的帶速范圍內(nèi)可選用直徑較大的帶輪。

（三）V帶傳動(dòng)主要參數(shù)選擇2.傳動(dòng)中心距ɑOɑO↓↓：尺寸小，包角α1小，傳動(dòng)能力降低，帶短，繞轉(zhuǎn)次數(shù)u=V/Ld↑，帶的疲勞壽命降低。ɑO↑↑：尺寸↑，帶的垂度↑，帶上下抖動(dòng)加劇，傳動(dòng)平穩(wěn)性↓對傳動(dòng)影響推薦0.7(d1+d2)≤ɑO≤2(d1+d2)第9章鏈傳動(dòng)一.主要內(nèi)容二.重點(diǎn)及難點(diǎn)（1）鏈傳動(dòng)的類型、工作原理、優(yōu)缺點(diǎn)及其應(yīng)用范圍；（2）鏈與鏈輪的結(jié)構(gòu)；（3）鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)特性分析；（4）鏈傳動(dòng)的失效形式、設(shè)計(jì)準(zhǔn)則、設(shè)計(jì)方法和主要參數(shù)的選擇；（5）鏈傳動(dòng)的合理布置、潤滑和張緊方法。重點(diǎn)（1）鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析；（2）鏈傳動(dòng)的失效形式及功率曲線；（3）鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)和主要參數(shù)的選擇；難點(diǎn)：鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)分析——多邊形效應(yīng)；AVV1V1′BV2′VV2D

V1、V2可分解為沿鏈條前進(jìn)方向的分速度V和垂直鏈條前進(jìn)方向的分速度V1′、V2′。要點(diǎn)分析1.鏈傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)特性分析

每嚙進(jìn)一個(gè)鏈節(jié)時(shí)，鏈速變化情況相位角β變化：前進(jìn)方向分速度：即：時(shí)而加速嚙進(jìn)，時(shí)而減速嚙進(jìn)垂直方向分速度：即：時(shí)而減速上升，時(shí)而加速下降鏈速V時(shí)快時(shí)慢，V′忽上忽下的變化，稱為多邊形效應(yīng)。3.失效形式鉸鏈磨損

鏈板的疲勞破壞點(diǎn)蝕和多次沖擊破斷

銷軸與套筒的膠合過載拉斷2.多邊形效應(yīng)對鏈傳動(dòng)性能的影響（1）鏈傳動(dòng)的瞬時(shí)傳動(dòng)比不等于常數(shù)；（2）產(chǎn)生附加動(dòng)載荷；4.鏈傳動(dòng)計(jì)算準(zhǔn)則

通常鏈輪的壽命為鏈壽命的2—3倍以上，故鏈傳動(dòng)的承載能力以鏈的強(qiáng)度和壽命為依據(jù)。V≥0.6m/s鏈傳動(dòng)：按由鉸鏈磨損，鏈板的疲勞破壞，滾子、套筒和銷軸沖擊破斷，銷軸與套筒的膠合限制的額定功率曲線設(shè)計(jì)；V<0.6m/s鏈傳動(dòng)：主要失效為過載拉斷，按靜強(qiáng)度計(jì)算。開式鏈傳動(dòng)——主要失效為磨損，進(jìn)行磨損條件性計(jì)算，即：p[p]。閉式傳動(dòng)(1)確定鏈輪齒數(shù)和速比

對使用壽命有很大影響。若小鏈輪齒數(shù)

Ｚ１↓｛5、鏈傳動(dòng)主要參數(shù)的選擇

一般情況下，滾子鏈傳動(dòng)小鏈輪最小齒數(shù)可選到Ｚ１min≥9，一般小鏈輪齒數(shù)可根據(jù)傳動(dòng)比按表９-４選取。－運(yùn)動(dòng)速度的不均勻性和動(dòng)載荷↑

－鏈節(jié)進(jìn)入和退出嚙合時(shí)，相對轉(zhuǎn)角↑，鉸鏈磨損↑－沖擊和功率損耗↑

表9-４小鏈輪齒數(shù)Ｚ１鏈速Ｖ（m/s）0.6～33～8>8Z1≥17≥21≥25為了即保證鏈傳動(dòng)有足夠的承載能力，又減小沖擊、振動(dòng)和噪聲，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量選用較小的鏈節(jié)距。

高速重載時(shí)，宜用小節(jié)距多排鏈；低速重載時(shí)，宜用大節(jié)距排數(shù)較少的鏈。

鏈條型號、鏈節(jié)距由Ｐ０和小鏈輪轉(zhuǎn)速n1由滾子鏈額定功率曲線確定。(3)確定中心距和鏈節(jié)數(shù)鏈節(jié)數(shù)↓，V一定，單位時(shí)間內(nèi)每一鏈節(jié)的應(yīng)力變化次數(shù)↑

→鏈的疲勞和磨損↑中心距a↓→中心距a↑→鏈節(jié)數(shù)↑

，吸振能力高，使用壽命↑中心距a↑↑→鏈發(fā)生顫抖現(xiàn)象(松邊上)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性↓易脫鏈｛設(shè)計(jì)時(shí)如無結(jié)構(gòu)上的特殊要求，一般可初定中心距a=(30～50)p。

但是Ｚ１↑↑→Ｚ２↑↑｛傳動(dòng)尺寸和重量↑鏈條節(jié)距的伸長后發(fā)生脫鏈，使用壽命↓

從動(dòng)輪齒數(shù)Ｚ２=iＺ１，通常Ｚ２max≤

120。鏈傳動(dòng)速比通常i≤6，推薦i=2～4，但在v<3m/s，載荷平穩(wěn)外形尺寸不受限制時(shí)，imax＝10。為了磨損均勻，大小鏈論齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)(2)選擇型號，確定鏈節(jié)距和排數(shù)

鏈的尺寸、重量和承載能力↑運(yùn)動(dòng)不均勻性(多邊形效應(yīng))

↑

沖擊、振動(dòng)和噪聲↑

｛p↑第11章螺紋連接一.主要內(nèi)容二.重點(diǎn)及難點(diǎn)（1）螺紋基本知識，螺紋連接類型及螺紋連接件；（2）螺栓組連接的設(shè)計(jì)，包括螺栓組連接的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、受力分析、單個(gè)螺栓連接的強(qiáng)度計(jì)算；（3）螺栓連接的預(yù)緊和放松，提高螺栓連接強(qiáng)度的措施。重點(diǎn)：螺栓組連接的受力分析及單個(gè)螺栓連接的強(qiáng)度計(jì)算；尤其是受預(yù)緊力和軸向工作載荷的緊螺栓連接的強(qiáng)度計(jì)算。難點(diǎn)：受預(yù)緊力和軸向工作載荷的緊螺栓連接總拉力F0的確定；多種受力狀態(tài)組合的螺栓組連接的設(shè)計(jì)計(jì)算。1.螺紋的類型、特點(diǎn)及應(yīng)用場合三.要點(diǎn)分析左旋螺紋——自右下方向左上方繞行的螺紋右旋螺紋——自左下方向右上方繞行的螺紋(常用)外螺紋——在圓柱外表面上形成的螺紋，如螺栓、螺釘內(nèi)螺紋——在圓柱空內(nèi)壁上形成的螺紋，如螺母按螺紋牙的表面分類按螺紋繞行方向分類按螺紋牙的牙型分類:三角形螺紋：

牙型角α=60o，當(dāng)量摩擦系數(shù)較大，自鎖性能好，主要用于連接。圓柱管螺紋—牙型角α=55o，用于壓力p≤1.57MPa的管子連接矩形螺紋——牙型角α=0o，當(dāng)量摩擦系數(shù)小，效率高，用于傳動(dòng)梯形螺紋——牙型角α=30o，牙根強(qiáng)度高，效率較高，易保證加工精度，廣泛用于傳動(dòng)。鋸齒形螺紋—牙型斜角兩邊不相等，工作面β=3o,非工作面β=30o，效率較三角形螺紋高，只能用于單向傳動(dòng)。單線螺紋——n=1，效率低，自鎖性好，易加工雙線螺紋——n=2，效率較n=1高三線螺紋——n=3，效率高，自鎖性差，難加工按螺紋線數(shù)分類3.螺紋連接的類型、特點(diǎn)及應(yīng)用場合2.螺旋副的受力及自鎖條件矩形螺旋副的自鎖條件：

≤ρ非矩形螺旋副的自鎖條件：

≤ρv升角螺栓連接普通螺栓（即受拉螺栓）連接鉸制孔用螺栓（即受剪螺栓）連接雙頭螺柱連接:螺釘聯(lián)接:緊定螺釘連接:可用于傳遞不大的力及轉(zhuǎn)矩，多用于軸和軸上零件的連接。用于被連接件之一較厚的場合，不經(jīng)常裝拆連接的場合。用于被連接件之一太厚不便穿孔，且需經(jīng)常裝拆或結(jié)構(gòu)上受限制不能采用螺栓連接的場合。

效率4.螺紋連接的預(yù)緊與防松

預(yù)緊的目的是提高連接的可靠性、剛性、緊密性和防松能力。對于普通螺栓連接，還可以提高疲勞強(qiáng)度；對于鉸制孔用螺栓連接，有利于增大接合面間的摩擦力，提高承載能力。預(yù)緊：工作之前將螺紋連接擰緊加預(yù)緊力F′。預(yù)緊的方法：憑手感經(jīng)驗(yàn)（不準(zhǔn)確）；測力矩扳手；定力矩扳手；測定伸長量。防松的根本目的在于防止螺紋副間的相對轉(zhuǎn)動(dòng)。摩擦防松：這類防松措施是使擰緊的螺紋之間不因外載荷變化而失去壓力，即始終有摩擦阻力防止連接松脫。這種方法不十分可靠，故多用于沖擊和振動(dòng)不劇烈場合。彈簧墊圈，雙螺母，尼龍圈鎖緊螺母機(jī)械防松：利用各種止動(dòng)零件，以阻止擰緊的螺紋零件產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動(dòng)。這類防松方法相當(dāng)可靠，應(yīng)用很廣。槽形螺母和開口銷，止動(dòng)墊圈，串聯(lián)鋼絲

粘合和破壞螺紋副防松防松方法5.螺栓連接的失效形式與計(jì)算準(zhǔn)則6.提高螺栓連接強(qiáng)度的措施受拉螺栓（受軸向載荷或橫向載荷的普通螺栓）——主要破壞形式為螺栓桿和螺紋部分可能發(fā)生塑性變形或斷裂，其計(jì)算準(zhǔn)則是：保證螺栓的靜力（或疲勞）拉伸強(qiáng)度。受剪螺栓（受橫向載荷的鉸制孔螺栓）——主要破壞形式為螺栓桿與孔壁間壓潰或螺栓桿被剪斷，計(jì)算準(zhǔn)則應(yīng)是保證連接的擠壓強(qiáng)度和螺栓的剪切強(qiáng)度，其中連接的擠壓強(qiáng)度對連接的可靠性起決定性的作用。（1）降低螺栓變載荷ΔF的變化范圍，減小螺栓的應(yīng)力幅降低螺栓的剛度（增加螺栓的長度，采用空心螺栓、柔性螺栓）；或增加被連接件的剛度（采用金屬薄墊片或者o形密封圈）（2）改善螺紋牙間的載荷分布：采用懸置(均載)螺母和環(huán)槽螺母。制造較費(fèi)工，用于重要的或大型的連接。（3）減小應(yīng)力集中：增大過渡圓角；切制卸載槽；卸載過渡結(jié)構(gòu)。（4）避免或減小附加應(yīng)力：從結(jié)構(gòu)、制造與裝配精度采取措施。（5）采用合理制造工藝：冷鐓頭部、滾壓螺紋；表面處理：氰化、氮化也能提高疲勞強(qiáng)度。7.螺栓組連接的受力分析受扭轉(zhuǎn)力矩（受剪螺栓）強(qiáng)度條件：受翻轉(zhuǎn)力矩第12章軸的設(shè)計(jì)

一.主要內(nèi)容、重點(diǎn)及難點(diǎn)1.主要內(nèi)容（1）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的影響因素；軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的一般步驟。（2）軸的強(qiáng)度計(jì)算：①力學(xué)模型簡化；②軸上載荷及應(yīng)力分析；③扭轉(zhuǎn)計(jì)算軸的強(qiáng)度，用于傳動(dòng)軸的強(qiáng)度計(jì)算和轉(zhuǎn)軸的軸徑初算；④按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算，用于已知支撐點(diǎn)位置、載荷大小及作用點(diǎn)位置時(shí)，受彎、扭復(fù)合載荷作用的轉(zhuǎn)軸強(qiáng)度計(jì)算；⑤安全系數(shù)驗(yàn)算，用于重要軸危險(xiǎn)截面疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)計(jì)算。2.重點(diǎn)及難點(diǎn)重點(diǎn)：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)；難點(diǎn):軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一.要點(diǎn)分析1.軸的分類按軸工作時(shí)受載情況心軸——只受彎矩M的軸傳動(dòng)軸——只受扭矩T，或少量彎矩（軸自重引起）轉(zhuǎn)軸——既受彎矩，又受轉(zhuǎn)矩的軸12234456789102.軸的正確結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（軸上零件定位準(zhǔn)確、固定可靠、裝拆方便，軸加工工藝性好)；—重點(diǎn)1.悶蓋無螺釘連接，無調(diào)整墊片或調(diào)整螺釘調(diào)整軸承間隙；2.軸肩過高，其高度大于軸承內(nèi)圈高度的2/3,無法拆卸軸承；軸承用脂潤滑，而齒輪嚙合油飛濺到軸承上，無擋油板；3.軸上的鍵槽不在同一母線上；4.軸上齒輪兩端都用軸肩固定，無法裝配；齒輪改用套筒后，與齒輪配合的軸段長度應(yīng)小于齒輪寬度2-3mm,以便于齒輪的軸向固定；5.過度配合零件的裝拆距離過長；6.透蓋上無密封；7.透蓋與軸不能直接接觸，應(yīng)留有間隙；8.轉(zhuǎn)動(dòng)零件與不轉(zhuǎn)動(dòng)零件不能做相互定位；9.鍵槽過長；10.輪轂寬度應(yīng)大于相配合的軸段長度。3.軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）.扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件（傳動(dòng)軸、轉(zhuǎn)軸初算）校核式設(shè)計(jì)式（2）按彎曲強(qiáng)度計(jì)算（心軸強(qiáng)度計(jì)算）（3）按彎、扭合成強(qiáng)度計(jì)算——用于轉(zhuǎn)軸強(qiáng)度計(jì)算強(qiáng)度計(jì)算的前提條件：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初步完成，支點(diǎn)力點(diǎn)位置確定，支反力可求。轉(zhuǎn)軸危險(xiǎn)截面上的應(yīng)力狀態(tài)轉(zhuǎn)軸危險(xiǎn)截面上的應(yīng)力（根據(jù)第三強(qiáng)度理論），并考慮M、T兩者產(chǎn)生的應(yīng)力循環(huán)特性γσ和γτ不同，通常γσ=－1，而一般γτ≠－1，考慮兩者差異的影響，將σc

進(jìn)行修正，得彎曲應(yīng)力：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：軸彎、扭合成強(qiáng)度條件為：軸受不變扭矩時(shí)，γT=+1，軸受脈動(dòng)扭矩（有振動(dòng)沖擊或頻繁啟動(dòng)停車）γT=0，軸受對稱扭矩(頻繁雙向運(yùn)轉(zhuǎn))時(shí)，γT=-1，α—應(yīng)力校正系數(shù)

轉(zhuǎn)矩的變化不清楚時(shí)按脈動(dòng)循環(huán)處理

也可按彎、扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算軸的直徑對于實(shí)心圓軸：mm1.按疲勞強(qiáng)度條件進(jìn)行校核

在已知軸的外形、尺寸及載荷的情況下，可對軸的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核，軸的疲勞強(qiáng)度條件為：同時(shí)承受彎矩和扭矩的軸：

僅承受彎矩時(shí)：

僅承受扭矩時(shí)：

式中：4.安全系數(shù)校核—用于傳動(dòng)軸、心軸和轉(zhuǎn)軸疲勞強(qiáng)度校核2.按靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核

對于瞬時(shí)過載很大，或應(yīng)力循環(huán)的不對稱性較為嚴(yán)重的軸，應(yīng)當(dāng)進(jìn)行靜強(qiáng)度條件校核。軸的靜強(qiáng)度條件為：按軸承所能受的載荷方向或公稱接觸角的不同可分為以下幾種

ααα軸承類型公稱接觸角α向心軸承(主要承受徑向負(fù)荷FR)推力軸承(主要承受軸向負(fù)荷FA)徑向接觸向心角接觸推力角接觸軸向接觸α=0000<α≤450450<α<900α=900圖例第15章滾動(dòng)軸承一．滾動(dòng)軸承的類型及代號——重點(diǎn)1．滾動(dòng)軸承的類型（1）軸承代號組成：由基本代號、前置代號和后置代號構(gòu)成。軸承代號前置代號

后置代號

×××××

類型代號尺寸系列代號內(nèi)徑代號向心軸承推力軸承直徑系列代號寬度系列代號高度系列代號結(jié)構(gòu)形狀、尺寸公差技術(shù)要求

成套軸承分部件基本代號

3.滾動(dòng)軸承的代號×××××

類型代號尺寸系列代號內(nèi)徑代號向心軸承推力軸承直徑系列代號寬度系列代號高度系列代號（2）基本代號

圓錐滾子軸承:3推力球軸承:5深溝球軸承:6角接觸球軸承:7圓柱滾子軸承:N窄:0正常:1寬:2特低：7低：9正常：1（單向）正常：2（雙向）輕：2中：3重：4特寬：3特寬：4特寬：5特寬：6d<20mm的軸承d=10mm代號：00d=12mm代號：01d=15mm代號：02d=17mm代號：03d=20mm～480mm的軸承d為：22、28、32及d>500mm以上軸承代號：/內(nèi)徑毫米表示特輕：0特輕：1調(diào)心球軸承

:1調(diào)心滾子軸承:2推力調(diào)心滾子軸承

:29滾針軸承:NA尺寸系列代號表示方法

直徑系列代號尺寸系列代號向心軸承寬度系列代號推力軸承高度系列代號0（窄）1（正常）2（寬）7（特低）9（低）1（正常）2（正常）2（輕）3（中）4（重）021222031323041424729212227393132374941424向心軸承中直徑系列正常寬度系列如：尺寸系列代號為：13雙向推力軸承輕直徑系列正常高度系列如：尺寸系列代號為：2222136（0）2

06

（/P0）3

32

15

E（/P0）公差等級為0級加強(qiáng)型（內(nèi)部結(jié)構(gòu)）軸承內(nèi)徑d=75mm尺寸系列32,為特寬輕系列圓錐滾子軸承解答：軸承內(nèi)徑d=30mm尺寸系列（0）2,為窄輕系列深溝球軸承公差等級為0級例10-1

試說明軸承代號6206、33215E、7312C及52412/P6的含義。公差等級分為/P2,/P4，/P5，/P6,/P6X和/P06個(gè)級別，依次從高到低，/P6X僅適用于圓錐滾子軸承，/P0為普通級，在軸承代號中不標(biāo)出。7（0）3

12

C（/P0）5

14

10

/P6公差等級為6級軸承內(nèi)徑d=50mm尺寸系列14,為正常高度、重系列單向推力球軸承軸承內(nèi)徑d=60mm尺寸系列（0）3,為窄中系列角接觸球軸承公差等級為0級α=150二.滾動(dòng)軸承的選擇承輕、中及較小波動(dòng)載荷的場合——選球軸承承重及較大波動(dòng)的載荷的場合——選滾子軸承根據(jù)軸承所受的載荷選載荷的大小、性質(zhì)載荷的方向深溝軸承（6類）圓柱滾子軸承（N類）及滾針軸承（NA類）純徑向負(fù)荷可選用純軸向負(fù)荷——可選用推力軸承（5類）同時(shí)受徑向負(fù)荷和軸向負(fù)荷時(shí)徑向負(fù)荷為主——可用深溝球軸承（6類）徑向負(fù)荷，軸向負(fù)荷都很大角接觸球軸承（7類）圓錐滾子軸承（3類）可用推力調(diào)心滾子軸承（29類）也可用圓柱滾子N類（或深溝球軸承6類）與推力軸承（5類）聯(lián)合使用。軸向負(fù)荷很大徑向負(fù)荷較小1.類型選擇轉(zhuǎn)速較高、負(fù)荷較小或要求旋轉(zhuǎn)精度較高時(shí)——宜選用球軸承轉(zhuǎn)速較低、負(fù)荷較大或有沖擊載荷時(shí)——宜選用滾子軸承根據(jù)軸承轉(zhuǎn)速選擇極限轉(zhuǎn)速nlim是載荷P0.1C（C為基本額定動(dòng)載荷），冷卻正常，0級公差時(shí)軸承的最大允許轉(zhuǎn)速。對高轉(zhuǎn)速的軸承：1.優(yōu)先選用球軸承（潤滑的阻力）2.輕系列軸承優(yōu)于中、重系列（離心力）3.實(shí)體保持架優(yōu)于沖壓保持架（易形成油膜減小摩擦）4.提高公差等級、改善潤滑條件等根據(jù)調(diào)心性能的要求選擇當(dāng)兩軸承座孔同心度難以保證，或軸受載后撓曲變形較大時(shí)，應(yīng)選用調(diào)心球軸承或調(diào)心滾子軸承。2~3°8′~16′2′~4′根據(jù)安裝和拆卸方便要求選擇一般，球軸承價(jià)格最低，滾子軸承比球軸承價(jià)格高。軸承精度愈高，則價(jià)格愈高，選擇軸承時(shí)，在滿足工作要求的前提下，應(yīng)使成本最低。當(dāng)軸承座不是剖分式而必須沿軸向安裝和拆卸軸承時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用內(nèi)外圈可分離的軸承。如圓錐滾子軸承，圓柱滾子軸承?？紤]經(jīng)濟(jì)性圓柱滾子軸承深溝球軸承角接觸球軸承調(diào)心滾子軸承調(diào)心球軸承圓錐滾子軸承推力調(diào)心滾子軸承疲勞點(diǎn)蝕（1）失效形式塑性變形磨損2.型號（尺寸）選擇——重點(diǎn)（2）計(jì)算準(zhǔn)則對一般工作條件下的回轉(zhuǎn)滾動(dòng)軸承——經(jīng)常發(fā)生點(diǎn)蝕，主要進(jìn)行壽命計(jì)算，必要時(shí)進(jìn)行靜強(qiáng)度校核；對于不轉(zhuǎn)動(dòng)、擺動(dòng)或轉(zhuǎn)速低（n≦10r/min）的軸承，要求控制塑性變形，只需進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算；對于高速軸承——由于發(fā)熱而造成的粘著磨損、燒傷常常是突出的矛盾，除進(jìn)行壽命計(jì)算外，還需校驗(yàn)極限轉(zhuǎn)速。（3）軸承壽命基本公式修正公式(4)當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算含義：當(dāng)量動(dòng)載荷是一種考慮徑向載荷與軸向載荷雙重影響，經(jīng)換算后的假想載荷。其效果與某一個(gè)基本額定動(dòng)載荷相當(dāng)。計(jì)算公式：P=fP（XFR+Y

FA）X----徑向動(dòng)載荷系數(shù)；

Y----軸向動(dòng)載荷系數(shù)。(表15-10)向心軸承：P=fPFR推力軸承：P=fPFAfP----沖擊載荷系數(shù)（表15-11）

根據(jù)軸承型號、、軸向載荷影響系數(shù)e查表15-10。(5)、角接觸球軸承(7類)和圓錐滾子（3類）的軸向力計(jì)算—難點(diǎn)內(nèi)部軸向力的計(jì)算當(dāng)角接觸球軸承和圓錐滾子軸承承受徑向載荷FR時(shí)，由于存在接觸角α，將派生出內(nèi)部軸向力作用于軸上。FsFs表15-12角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的內(nèi)部軸向力Fs=1.1FRFs=0.7FRFs=0.5FRFs=FR／(2Y)70000B(a=40o)70000AC(a=25o)70000C(a=15o)角接觸球軸承圓錐滾子軸承角接觸軸承的內(nèi)部軸向力，其方向視正、反裝情況而定。正裝（面對面）反裝（背對背）FrFaFaFrFR1FR2FS1FS2軸承的受力分析FaFS1FS2FaFS1FS2FR1FR2FS1FS2計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P=fP（XFR+Y

FA）FR：根據(jù)力的平衡條件,求出FR1

和FR2

FA：考慮軸向外載荷Fa，

同時(shí)還要考慮由FR1

和FR2

引起的派生軸向力FS1和FS2

3、角接觸球軸承的軸向載荷FA(難點(diǎn))F

A1=Fs1F

A1=Fs2±

Fa取大值F

A2=Fs2FA2=Fs1

±

Fa取大值Fs1和Fs2與Fa的合力方向相同時(shí)取+，否則取-；三．滾動(dòng)軸承部件組合設(shè)計(jì)（包括軸承內(nèi)外圈固定、間隙調(diào)整、軸承配合、軸承裝拆、潤滑與密封等）——

重點(diǎn)例一（1）缺調(diào)整墊片；（2）軸承蓋（靜止件）不應(yīng)與轉(zhuǎn)軸（轉(zhuǎn)動(dòng)件）接觸；（3）該軸段不應(yīng)選軸套定位，應(yīng)設(shè)計(jì)軸肩；（4）套筒外徑較大，應(yīng)低于軸承內(nèi)圈的2/3;（5）該軸段太長，不能保證定位；（6）軸端擋圈不能與軸端接觸，要保證軸端擋圈擋住錐齒輪；（7）套杯右面的孔徑太小，軸承外圈無法拆卸；（8）套杯外圈中間部分直徑可小些，以減少精加工面；（9）套杯內(nèi)圈中間部分直徑可大些，以減少精加工面；例二（1）右軸承內(nèi)圈右端面是固定面，可用圓螺母加帶翅墊圈，螺紋外徑略小于軸承內(nèi)徑；（2）軸段的精加工面太長；（3）軸承蓋（靜止件）不應(yīng)與轉(zhuǎn)軸（轉(zhuǎn)動(dòng)件）接觸，且應(yīng)有密封氈圈；（4）該軸段用于兩軸承內(nèi)圈的定位，其直徑應(yīng)小于軸承內(nèi)圈的直徑；（5）兩軸承外圈之間的套筒內(nèi)徑應(yīng)小于軸承外徑，形成軸承外圈定位