机械设计复习重点

疲劳曲线3-1材料的疲劳强度交变应力的描述：σm─平均应力；σa─应力幅值σmax─最大应力；σmin─最小应力r─应力比（循环特性）2minmaxm2minmaxamaxminr应力比r对应的应力曲线：r=-1对称循环应力r=0脉动循环应力r=1静应力=σm-σaσm+σa机械零件的疲劳强度计算1（一）影响机械零件疲劳极限的因素由于零件几何形状的变化、尺寸大小、加工质量及强化因素等的影响，使得零件的疲劳极限要小于材料试件的疲劳极限。以弯曲疲劳极限的综合影响系数Ｋσ表示材料对称循环弯曲疲劳极限σ-1与零件对称循环弯曲疲劳极限σ-1e的比值，即e11K在不对称循环时，Ｋσ是试件与零件极限应力幅的比值。将零件材料的极限应力线图中的直线A'D'G'按比例Ｋσ向下移，成为右图所示的直线ADG，而极限应力曲线的CG部分，由于是按照静应力的要求来考虑的，故不须进行修正。这样就得到了零件的极限应力线图。3-2机械零件的疲劳强度计算，有σ-1e=σ-1Ｋσ。(一)键联接的功能、分类、结构形式及应用6-1键联接键→标准件作用：主要用作周向固定类型：平键、半圆键、楔键和切向键。1、普通平键主要失效形式：压溃键剪断工作面：两侧面，工作时靠键与键槽侧面的挤压来传递扭矩平键分类：普通平键、薄型平键（静）、导向平键和滑键（动）。（二）键的选择和键连接强度计算1、键的选择由轴径d从标准中选b×h由轮毂长度选键长L（系列值）轮毂长度L`≈（1.5～2）d6-1键联接①类型选择②尺寸选择:(b*h)*L结论：1、带内最大应力发生在：紧边开始绕上小带轮处；（四）带的弹性滑动与打滑•机理：带为弹性体主动轮：b点:开始接触，拉力F1，V带b=V轮1。cb：拉力F1F2，弹性变形↓，轮1：b→c带：b→c’即带在带轮上发生了相对滑动使得：V带V轮1从动轮：同理，只是：V轮2V带3、σb占比例最大，dp↓σb↑∴每种带选择dddmin。][max2、带在变应力状态下工作防疲劳失效：；→带逐渐缩短。1、弹性滑动c’仅发生在带从主从动轮上离开前的那一部分接触弧上。8－2带传动的工作情况分析11滑动角静角•结论1）由于拉力差引起的带的弹性变形而产生的微量滑动现象——弹性滑动2）弹性滑动是不可避免的，是带传动的固有特性。（∵只要带工作，必存在有效圆周力，必然有拉力差）3）速度间关系：v轮1v带v轮2。量关系→滑动率ε表示：%2~1%100121vvv传动比)1(1221ppddnni100060111ndvp100060222ndvp或2112)1(dddndn4）后果：a、v轮2v轮1，i不准确；b、η↓；c、引起带的磨损；d、带温度↑，寿命↓。8－2带传动的工作情况分析或V2=(1-ε）v1其中：平均（一）设计准则和单根V带的基本额定功率P01、失效形式：打滑和疲劳破坏（脱层、疲劳断裂）。8-3普通Ｖ带传动的设计计算2、设计准则：在不打滑前提下，使带具有一定的疲劳强度和寿命。3、单根V带所能传递的功率：由（8-11）得V带的疲劳强度条件为：8-3普通Ｖ带传动的设计计算][11maxcbσ1≤[σ]-σb1-σc式(8-16)由式（8-7）（8-8）得：Fec=F11-e-1fα1（）=б1A1-e-1fα1（）············（8-17）整条链：挠性体单个链节：刚性体链条绕上链轮时，链节与链轮轮齿啮合，形成正多边形一部分。∵链轮转一周，链条转过长度为zp∴平均链速：smpnzpnzv/1000601000602211平均传动比：constzznni122112一、链传动的运动特性9－4链传动的工作情况分析9－4链传动的工作情况分析实际上：ω1=const时，ω2、v是变化的。假设：紧边在传动时总是处于水平位置。sin11Rv—水平分速度,即链速,使链条前进,传递功率。—垂直分速度,使链条上下移动,消耗功率。cos11Rv主动轮：在某一时刻，销轴的圆周速度为。11R9－4链传动的工作情况分析（二）链传动的动载荷1、由于v、ω2周期性变化惯性力附加动载荷链的加速度：sinsin21111RdtdRdtdva21时：2180sin2sin2112111211maxpzRRap↑z1↓a↑动载荷↑可见：n1↑—ω1↑9－4链传动的工作情况分析主动轮上的惯性力Fd1=ma式中,m——紧边链条的质量。从动轮上的惯性力Fd2=JR2dω2dt（二）链传动的张紧张紧目的：不决定工作能力，决定垂度大小。方法：调整中心距；加张紧轮：靠近主动链轮的外侧松边上。3、紧边在上。2、两轮中心线最好水平，或与水平面≤45°夹角，尽量避免垂直布置；加张紧轮两轮错开（一）链传动的布置（表9-8）1、两轮回转面应在同一铅垂面内，共面；9-6链传动的布置、张紧、润滑与防护改善措施：1）↑齿面硬度2）采用η↑或加极压剂的润滑油（二）计算准则失效形式→相应的计算准则（齿根弯曲疲劳强度、齿面接触疲劳强度）1、闭式齿轮传动主要失效为：点蚀、轮齿折断、胶合软齿面：主要是点蚀、其次是折断，按σH设计，按σF校核硬齿面：与软齿面相反，按σF设计，校核σH。高速重载还要进行抗胶合计算10-2齿轮传动的失效形式及设计准则2、开式齿轮传动主要失效为：轮齿折断、磨粒磨损，按σF设计，适当增大m考虑磨损。3、短期过载传动过载折断齿面塑变静强度计算10-2齿轮传动的失效形式及设计准则①大尺寸（d＞400）——铸造毛坯②中等尺寸——锻造毛坯③尺寸较小且要求不高时——圆钢轮齿表面的硬化方法有：渗碳、氮化和表面淬火3）正火碳钢（轻度冲击）、调质碳钢（中等冲击）4）合金钢（高速重载）5）高强度合金钢（飞行器）6）配对金属制两轮软齿面的硬度差应保持30～50HBS或更多。10-3齿轮的材料及其选择原则2）应考虑齿轮的大小、毛坯形成方法及热处理和制造工艺：（二）齿轮材料的选择原则1）按不同工况选材。（三）齿面接触疲劳强度计算1、基本公式赫兹公式：当半径为ρ1、ρ2的两圆柱体接触并承载时，理论上为线接触，实际上为面接触（弹性变形）。10－5标准直齿圆柱齿轮强度计算)99(111122212121EEbFnHL21111内外综合曲率半径ρ∑O1O2N1N2Cd1’d2’ρ2ρ1α’α’sin211dsin222dsin)(2121122112dddd代入上式：uud1tancos211式中：α`——啮合角将coscos11dduzzdddd1212121210－5标准直齿圆柱齿轮强度计算∑∑∑接触线长度L与重合度有关：L=bZε2重合度系数Zε=4-εα3式中：α`——啮合角齿轮传动的设计参数2（一）齿轮精度的选择精度选择是以传动的用途，使用条件，传递功率，圆周速度等为依据来确定，在满足使用要求的前提下，尽量降低制造成本。10－6齿轮传动设计参数、许用应力与精度选择国家标准对渐开线圆柱齿轮传动的精度规定了13个精度等级，依次为：0、1、2、…、12级，0级最高，12级最低。按各项误差对传动性能的影响，齿轮传动的精度分别用三种公差组来表示。1）第I公差组：用齿轮一转内的转角误差表示，反映传递运动的准确性。2）第II公差组：用齿轮一齿内的转角误差表示，反映传动的平稳性。3）第III公差组：用啮合区域的形状、位置和大小表示，反映载荷分布的均匀性。在一般情况下，齿轮的三个公差组应选用相同的精度等级。但也允许选用不同的精度等级。参表10-6.讨论：β↑接触线长度↑，承载能力↑，传动平稳性↑Fa↑，轴承负荷↑β↑↑Fa↑↑，轴承设计复杂，支承尺寸↑↑加工困难β↓↓——斜齿轮优点不能发挥10－7标准斜齿圆柱齿轮强度计算例题10-2∴一般取b=8º～20º普通蜗杆传动的参数与尺寸24、导程角gqzdmzdmz11111tang在m和d1为标准值时，z1↑→g↑正确啮合时，蜗轮蜗杆螺旋线方向相同，且g1＝2（交错角为90°）d1(分度圆周长)gmz1m式中，pZ——蜗杆导程（参图），pZ=z1·pa，pa为蜗杆轴向齿距。5、传动比i1221zznni12dd=u蜗轮齿数主要取决于传动比，即z2=iz1。z2不宜太小（如z2＜26)，否则将使传动平稳性变差（避免根切）。z2也不宜太大（＜80），否则在模数一定时，蜗轮直径将增大，从而使相啮合的蜗杆支承间距加大，降低蜗杆的弯曲刚度。选择时，可参照表11-1。6、蜗轮齿数z2普通蜗杆传动的效率润滑与热平衡1§11-5普通蜗杆传动的效率、润滑及热平衡计算由于轴承摩擦损耗和溅油损耗较小，故取η2·η3=0.95～0.96，则总效率：式中：V1——蜗杆分度圆的圆周速度，m/s；d1——蜗杆分度圆直径，mm；n1——蜗杆转速，r/min。321=（0.95～0.96）tanγtan(γ+φv）效率与蜗杆头数的大致关系为：蜗杆头数１２４６总效率0.700.800.900.95γ↑，η↑，但加工困难，一般去γmax=26°～27°γ≤v时，蜗杆传动具有自锁性，但效率很低（η50%）普通蜗杆传动的效率润滑与热平衡4§11-5普通蜗杆传动的效率、润滑与热平衡当自然冷却的热平衡温度过高（t。＞80℃）时，可采用以下措施：1）加散热片以增大散热面积；散热片溅油轮风扇过滤网集气罩普通蜗杆传动的效率润滑与热平衡4§11-5普通蜗杆传动的效率、润滑与热平衡当自然冷却的热平衡温度过高（t。＞80℃）时，可采用以下措施：1）加散热片以增大散热面积；散热片溅油轮风扇过滤网集气罩普通蜗杆传动的效率润滑与热平衡5§11-5普通蜗杆传动的效率、润滑与热平衡3）加冷却管路或散热器冷却。通水油泵过滤器冷却器传动箱内装循环冷却管路传动箱外装循环冷却器§13-2滚动轴承的主要类型及其代号按可承受的外载荷分类：向心轴承：主要承受径向载荷（图13-3a）推力轴承：只能承受轴向载荷（轴圈、座圈）（图13-3b）向心推力轴承：能同时承受径向和轴向载荷（接触角α、载荷角β）（图13-3c）现常用的各类滚动轴承的性能、特点参表13-1.类型选择2§13-3滚动轴承的类型选择（一）轴承的载荷轴承选择是否适当，不仅影响轴承的使用寿命，而且还将影响机器的工作性能。因此合理地选择滚动轴承的类型，是机械设计中的重要问题之一。选择滚动轴承的类型时，应考虑下列因素：轴承的载荷方向、大小和性质是选择滚动轴承类型时主要考虑的因素。载荷大时：选滚子轴承载荷较小时：优先选球轴承载荷的大小：§13-5滚动轴承尺寸的选择基本额定寿命——一组轴承中10%的轴承发生点蚀破坏，而90%的轴承不发生点蚀破坏前的转数或工作小时数。基本额定寿命用符号L10表示，单位为转，or用小时数。610对单个轴承来讲，意味着能够达到基本额定寿命的可能性（可靠度）为90%。在作轴承的寿命计算时，须先根据机器的类型、使用条件及对可靠性的要求，确定一个恰当的预期计算寿命（一般为一个大修期）。可参表13-3。§13-5滚动轴承尺寸的选择转速较高而润滑油不足时引起轴承烧伤；润滑油不清洁，引起滚动体和滚道的过渡磨损；装配不当而使轴承卡死、胀破内圈、挤碎内外圈和保持架等。除了点蚀以外，轴承还可能发生其它多种的永久变形的失效形式。例如：这些失效形式可以通过加强装配质量管理和完善使用条件来克服。注：对以疲劳破坏为主要失效形式的轴承：要计算它的寿命对以永久变形为主要失效形式的轴承：要计算它的静强度胶合磨损外圈塑性变形§13-5滚动轴承尺寸的选择转速较高而润滑油不足时引起轴承烧伤；润滑油不清洁，引起滚动体和滚道的过渡磨损；装配不当而使轴承卡死、胀破内圈、挤碎内外圈和保持架等。除了点蚀以外，轴承还可能发生其它多种的永久变形的失效形