机械设计课件.ppt

,*,Click to edit Master title style,Click to edit Master text styles,Second Level,Third Level,Fourth Level,Fifth Level,Click to edit Master title style,Click to edit Master text styles,Second Level,Third Level,Fourth Level,Fifth Level,*,机 械 设 计,（东八楼,403,室）,第一章绪论,机械设计,的研究内容,课程的性质与目的,机械零件设计的基本要求与一般方法,机械系统的组成：以加热炉工件输送机为例,电动机,联轴器,减速器,齿轮传动,连杆机构,执行构件,输送辊道,机架,机械系统的组成,原动机,传动系统,执行机构,控制系统,机械零件,通用零件,专用零件,传动件,联接件,支承件,其 它,齿轮、蜗杆、带、链,螺栓、键、花键,轴、轴承,联轴器、弹簧、机架,水轮机叶片、活塞、曲轴,机械零件的分类,通用零部件：以减速器为例,齿轮,轴,滚动轴承,螺栓,键,减速箱座,机械设计,的研究内容,研究对象：各种机器中普遍使用的通用机械零部件，如齿轮、螺纹联接、轴承等。,研究内容：通用零部件的工作原理、结构特点、选用原则以及参数设计和结构设计方法，在此基础上，研究机械及其传动系统的总体方案设计。,课程的性质,设计性技术基础课，综合性强,基础课,机械设计,专业课,机械设计是影响机械产品性能、质量和成本的主要因素。,学习目的,1,、掌握通用零部件的设计方法和步骤,2,、初步具备设计机械传动装置及简单机械的能力；,3,、能在设计中运用各种技术资料（标准、规范、手册）。,课程的性质与目的,功能要求：能够准确实现预定的功能；,可靠性要求：在预定的工作期限内不能失效；,经济性要求：成本低廉（综合考虑产品的全生命周期成本）。,机械零件设计的基本要求,机械零件的失效形式,失效：丧失工作能力或达不到设计要求的性能，不仅仅指 破坏。,断裂：如轴、齿轮轮齿发生断裂,表面点蚀：工作表面片状剥落,塑性变形：零件发生永久性变形,过大弹性变形,过度磨损,过大振动和噪声、过热等,强度问题：零件在载荷作用下抵抗破坏的能力,刚度问题：零件抵抗变形的能力,耐磨性问题,动力学、声学、热学问题,失效形式：疲劳断裂,轴,叶轮,失效形式：表面点蚀,失效形式：塑性变形,承载能力：不失效条件下零件的安全工作限度。,这个限度通常是以零件承受载荷的大小来表示。,50 kN,吊钩最大起重量,50 kN,承载能力,50 kN,承载能力,同一零件可能发生各种不同形式的失效,F,n,轴可能的失效形式：,断裂、过大弹性变形、塑性变形、共振,强度条件：,工作应力许用应力,或,刚度条件：,实际变形量许用变形量,y,y,、,、,耐磨性条件,振动和噪声条件,热平衡条件,承载能力判定条件,3,、选择材料,4,、确定计算准则,5,、理论设计计算,1,、类型选择,2,、受力分析,6,、结构设计,7,、绘制零件工作图,8,、编写设计计算说明书,机械零件的一般设计步骤,一、载荷及应力的分类,1,、载荷的分类,静载荷,变载荷,不随时间改变或变化缓慢,随时间作周期性或非周期性变化,工作载荷,名义载荷,计算载荷,根据原动机功率求得的载荷,对名义载荷进行修正得到的近似值,计算载荷,名义载荷,=,K,载荷系数,？,实际工作条件下的载荷,许用应力和安全系数,2,、应力的分类,静应力,变应力,不随时间改变或变化缓慢,随时间作周期性或非周期性变化,变应力,稳定变应力,周期性循环变应力,非稳定变应力,非周期性循环变应力,稳定变应力,非对称循环变应力,对称循环变应力,脉动循环变应力,=,常数,t,t,max,min,a,m,max,a,m,max,a,min,对称循环变应力,脉动循环变应力,非对称循环变应力,静应力,O,t,O,O,t,O,几个应力参数,循环特征：,表示应力变化的情况,对称循环,r=,1,；,脉动循环,r=,0,；,非对称循环,r,0,且,|,r|1;,静应力,r=,+1,平均应力：,应 力 幅：,对称循环,:,m,=,0;,a,=,max,脉动循环,:,m,=,a,=,max,/2,注意,变载荷 变应力,静载荷 静应力？,或变应力,n,P,a,n,横截面上各点正应力,s,的大小,与该点到中性轴的距离,y,正比。,最大拉、压应力在截面上下缘。,M0,y0,时,s,0,y0,下部受拉,z,y,O,M,M,max,s,主要失效形式：断裂或塑性变形,强度条件：,或,塑性材料：,许用应力：,lim,、,lim,极限应力,s,安全系数,lim,=,s,；,lim,=,s,脆性材料：,lim,=,B,；,lim,=,B,s,、,s,材料屈服极限,B,、,B,材料强度极限,静应力作用下的强度问题,变应力作用下：,疲劳破坏,零件表面应力较大处,初始微裂纹,裂纹扩展,突然断裂,初始裂纹,疲劳区,(,光滑,),粗糙区,轴截面,疲劳区,三、变应力作用下的强度问题,强度条件：,lim,=,？,疲劳破坏与零件的变应力循环次数有关,N,r,N,r,N,N,0,疲劳曲线,r,N,应力循环次数为,N,时的,疲劳极限,有限寿命区,无限,变应力时，取,lim,=,r,（无限寿命）或,lim,=,rN,（有限寿命）,各种材料的,r,可从有关手册中查取,本章小结,机械零件常见的失效形式有、等。,机械零件常用的设计准则有条件、条件、耐磨性条件、振动噪声条件、热平衡条件。,稳定变应力可分为循环变应力、循环变应力和非对称循环变应力。,稳定循环变应力的五个参数：最大应力、最小应力、应力幅、平均应力、应力循环特征，它们之间的关系。,静应力作用下零件的主要失效形式：塑性材料，脆性材料。,变应力作用下零件的主要失效形式：。,第二章 齿轮传动,齿轮传动,闭式传动,开式传动,半开式传动,封闭在箱体内，润滑条件好,外露，润滑较差，易磨损,介于上两者之间，有防护罩,齿轮传动的特点,优点：传递功率和转速适用范围广；,具有稳定的传动比；,效率高、结构紧凑。,缺点：制造成本较高；,精度低时，噪声和振动较大；,不宜用于轴间距离较大的传动。,2-1,齿轮传动失效形式和设计准则,一、失效形式,1,、轮齿折断,疲劳折断,过载折断,全齿折断,常发生于齿宽较小的直齿轮,局部折断,常发生于齿宽较大的直齿轮，和斜齿轮,措施：增大齿根圆角半径、提高齿面精度、正变位、增大模数等,2,、齿面疲劳点蚀,点蚀常发生于闭式软齿面（,HBS350,）传动中,点蚀的形成与润滑油的存在密切相关,点蚀常发生于偏向齿根的节线附近,开式传动中一般不会出现点蚀现象,措施：提高齿面硬度和齿面质量、增大直径,3,、齿面胶合,配对齿轮采用异种金属时，其抗胶合能力比同种金属强,4,、齿面磨损,是开式传动的主要失效形式,5,、齿面塑性变形,措施：提高齿面硬度，采用油性好的润滑油,措施：采用异种金属、降低齿高、提高齿面硬度等,措施：改善润滑和密封条件,二、齿轮传动的设计准则,主要针对疲劳折断和齿面点蚀这两种失效形式,齿根弯曲疲劳强度,齿轮抵抗轮齿疲劳折断的能力,齿面接触疲劳强度,齿轮抵抗齿面疲劳点蚀的能力,开式齿轮传动采用准则二，但不校核齿面接触强度,设计准则一：,对于闭式软齿面（,HBS350,）传动，,主要失效形式是齿面点蚀，,所以按齿面接触疲劳强,度设计，,而校核齿根弯曲疲劳强度。,设计准则二：,对于闭式硬齿面（,HBS350,）传动，,主要失效形式是齿根弯曲疲劳折断，,所以按齿根弯,曲疲劳强度设计，,而校核齿面接触疲劳强度。,2-2,齿轮材料及其热处理,一、齿轮材料,金属材料,45,号钢,中碳合金钢,铸钢,低碳合金钢,最常用，经济、货源充足,铸铁,35SiMn,、,40MnB,、,40Cr,等,2,0,Cr,、,20CrMnTi,等,ZG310-570,、,ZG340-640,等,HT350,、,QT600-3,等,非金属材料,尼龙、夹木胶布等,选材时考虑：,工作条件、载荷性质、经济性、制造方法等,齿轮毛坯锻造,选可锻材料；铸造,选可铸材料,二、热处理,调 质,正 火,表面淬火,渗碳淬火,表面氮化,软齿面。,改善机械性能，增大强度和韧性,硬齿面。,接触强度高、耐磨性好、可抗冲击,配对齿轮均采用软齿面时：,小齿轮受载次数多，故材料应选好些，热处理硬度稍高于大齿轮（约,2050HBS,）,法向力：,圆周力,2-3,直齿圆柱齿轮传动的受力分析及计算载荷,一、轮齿受力分析,条件：标准齿轮并忽略齿面间的摩擦力,受力图,小齿轮基圆直径,mm,小齿轮转矩,N.m,径向力,法向力,小齿轮分度圆直径,分度圆压力角,注意：下标“,1”,表示主动轮,下标“,2”,表示从动轮,2,1,各力关系：,各力方向：,F,t1,与主动轮回转方向相反,F,t2,与从动轮回转方向相同,F,r1,、,F,r2,分别指向各自齿轮的轮心,例：,n,2,n,1,F,r2,F,r1,F,t1,F,t2,n,1,n,2,注意：,各力应画在啮合点上！,二、计算载荷,F,nc,F,nc,=,K F,n,=,K F,t,/cos,载荷系数,K,=,K,A,K,v,K,K,K,A,使用系数,K,v,动载系数,K,齿间载荷分配系数,K,齿向载荷分布系数,影响因素：,1,）外部附加动载荷,原动机、工作机的性能,2,）内部附加动载荷,加工误差引起基节不等,3,）各对齿载荷分配不均,弹性变形、制造误差,4,）载荷沿齿宽分布不均,变形及制造安装误差,近似取：,K,=1.31.7,原动机为单缸内燃机,开式齿轮传动,齿轮速度高,K,取大值,原动机为电动机、汽轮机齿轮对称布置 齿轮制造精度高 斜齿轮传动,K,取小值,2-4,直齿圆柱齿轮传动的强度计算,齿轮承载能力计算标准：,英国国家标准,BS436,德国国家标准,DIN3990,美国齿轮制造者协会,AGMA,标准,国际标准化组织,ISO,齿轮标准,中国齿轮承载能力计算国家标准,3480-83,基本理论：,齿面接触强度,以赫兹（,Hertz,）公式为依据,齿根弯曲强度,以路易士（,Lewis,）公式为依据,一、齿根弯曲疲劳强度计算,轮齿受载后，相当于悬臂梁,故齿根部分弯曲应力最大，是危险截面,F,n,为防止轮齿折断，必须保证：,F,FP,危险截面弯曲应力,许用弯曲应力,假设：全部载荷由一对轮齿承担，并忽略摩擦力,载荷作用于齿顶时的受力分析：,水平分力,F,1,=,F,n,cos,F,垂直分力,F,2,=,F,n,sin,F,齿顶载荷作用角,引起弯曲应力,引起压应力（忽略不计）,危险截面的具体位置在哪？,常用,30,切线法确定危险截面位置,齿根弯曲疲劳强度计算以受拉边为计算依据,齿根弯曲疲劳强度条件：,力臂为,h,F,，齿根厚为,s,F,弯矩：,M=,F,1,h,F,=,F,n,cos,F,h,F,K,抗弯截面系数：,W,=,b,s,F,2,/6,（矩形截面）,齿宽,F,n,=,F,t,/cos,分子、分母同除以,m,2,令其为齿形系数,Y,Fa,故，弯曲应力：,齿形系数,、,与齿形有关的比例系数,Y,Fa,与模数的大小无关，只取决于轮齿的形状,当齿廓的基本参数已定时，,Y,Fa,取决于齿数,Z,和变位系数,考虑齿根应力集中，引入应力修正系数,Y,sa,，则,F,t,=2T,1,/d,1,标准齿轮：,z,越多，,Y,Fa,Y,Sa,越小,弯曲强度条件：,引入齿宽系数,d,=,b,/,d,1,，并代入,d,1,=,mz,1,，则：,设计式：,讨论：,影响齿根弯曲疲劳强度的主要参数是模数,m,m,弯曲强度,齿厚,s,截面积,F,配对的大小齿轮的弯曲应力不等,标准齿轮,Y,Fa1,Y,Sa1,Y,Fa2,Y,Sa2,故,F1,F2,计算模数时，比较,Y,Fa1,Y,Sa1,/,FP1,与,Y,Fa2,Y,Sa2,/,FP2,的大小，代入大值,因,F1,F2,，,且小齿轮应力循环次数多，故小齿轮的材料应选好些，齿面硬度稍高些,单侧受载时，,F,看成脉动循环，双侧受载时，,F,看成对称循环,齿数,z,1,的选取,中心距,a,、传动比,i,一定时,(,d,不变）,：,z,1,Y,Fa,Y,Sa,m,F,F,F,z,1,m,平稳,h,切削量少,原则：在保证齿根弯曲强度的前提下，选取尽可能多的齿数。,闭式传动：,z,1,=2040,开式传动：,z,1,=1720,许用应力与材料、齿面硬度、应力循环次数等因素有关,许用弯曲应力,FP,Flim,试验齿轮的弯曲疲劳极限，,Y,ST,试验齿轮的应力修正系数,Y,ST,=2,Y,N,寿命系数,无限寿命时,Y,N,=1,，有限寿命时,Y,N,1,S,Fmin,弯曲强度最小安全系数,一般取,S,Fmin,=1.31.5,，重要传动,S,Fmin,=1.63.0,HBS,Flim,ME,MQ,ML,一般按,MQ,线查取,三种硬度单位之比较：,HV(,维氏,)HBS(,布氏,),；,HRC(,洛氏,)10 HBS,应力循环次数,N,=60,na t,主动,主动,每转一圈同侧,齿面啮合次数,a,=1,对称,注意,：,双侧受载时,F,为对称循环,应将,Flim,减小,30%,开式齿轮传动，考虑磨损，应将,Flim,减小,20%,a,=2,脉动,二、齿面接触疲劳强度计算,闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式是,齿面疲劳点蚀,强度条件：,H,HP,工作时的接触应力,H,根据,Hertz,公式求出,负号用于内接触,许用接触应力,令：,综合曲率半径,可将,Hertz,公式推广到其它曲面接触,则,1,、,2,表示接触处的曲率半径,渐开线齿廓各接触点的曲率半径是不同的,故各点的接触应力不等，须确定一个计算点,以,节点,处的,H,为计算依据,节点处的曲率半径：,又：,u,=z,2,/z,1,=,d,2,/d,1,、,L,=,b,、,F,n,=,F,t,/cos,并引入,K,节点处的接触应力：,材料弹性系数,Z,E,节点区域系数,Z,H,齿面接触强度条件：,讨论：,齿面接触疲劳强度主要取决于分度圆直径,d,d,越大，,接触强度,越大,H,越小,齿宽,b,的大小应适当，,b,过大会引起偏载,令：,d,=,b,/,d,1,齿宽系数,软齿面、对称布置：,d,=0.81.4,非对称布置：,d,=0.61.2,悬臂布置、开式传动：,d,=0.30.4,直齿轮取小斜齿轮取大硬齿面降低,50%,模数的大小对接触强度无直接影响,H1,=,H2,，,而,HP1,HP2,设计式：,设计时，,HP,=min,HP1,HP2,求出,d,1,选择,z,1,计算,m,=,d,1,/,z,1,为便于装配，取,b,1,=,b,2,+(510)mm,b,2,=,d,d,1,b,1,=,b,2,b,1,b,2,许用接触应力,HP,Hlim,试验齿轮的接触疲劳极限，,Z,N,寿命系数,无限寿命时,Z,N,=1,，有限寿命时,Z,N,1,S,Hmin,接触强度最小安全系数,一般取,S,Hmin,=1.01.2,，重要传动,S,Hmin,=1.31.6,一般按,MQ,线查取,斜齿轮的特点,轮齿呈螺旋形；啮合时接触线倾斜,2-5,斜齿圆柱齿轮传动的强度计算,一、斜齿圆柱齿轮传动的受力分析,条件：标准齿轮并忽略摩擦力,圆周力,径向力,轴向力,法向力,n,法面压力角,t,端面压力角,螺旋角,2,1,各力关系：,各力方向：,F,t,、,F,r,与直齿轮相同,F,a,决定于齿轮的转向和轮齿的旋向,例：,n,2,n,1,F,r2,F,r1,F,t1,F,t2,n,1,n,2,F,a2,F,a1,用“主动轮左、右手定则”判断,二、齿面接触疲劳强度计算,斜齿轮的强度,当量直齿圆柱齿轮的强度,相当于,当量直齿圆柱齿轮：,模数,=,斜齿轮法面模数,m,n,压力角,=,斜齿轮法面压力角,n,齿数,=,当量齿数,z,v,=,z,/cos,3,分度圆直径,d,v,=,d,/cos,2,法向力,=,斜齿轮的法向力,F,n,把,斜齿圆柱齿轮,的强度计算问题,转化成,直齿圆柱齿轮,的强度计算问题,将当量直齿轮的参数代入直齿轮强度公式，得斜齿轮接触强度条件：,Z,H,斜齿轮的节点区域系数,Z,重合度系数,Z,螺旋角系数,相同条件下，斜齿轮接触应力比直齿轮小,故：,斜齿轮接触强度比直齿轮大,原因：,重合度大，同时啮合的齿数多,接触线是倾斜的,当量齿轮直径大，齿廓平直,引入齿宽系数,d,=,b,/,d,1,，得设计式：,其他几何参数计算：,初步选定齿数,z,1,初步选定螺旋角,，常用,8 20,计算,m,n,=,d,1,cos,/z,1,，,计算中心距,a,=,m,n,(,z,1,+,z,2,)/(2 cos,),，,反算,=,cos,-1,m,n,(,z,1,+,z,2,)/2,a,，,精确计算,d,1,、,d,2,，至少精确到小数点后两位,向上圆整成标准值且,m,n,1.5,并圆整,精确到秒,三、齿根弯曲疲劳强度计算,接触线倾斜,特点,：,轮齿局部折断,斜齿轮的弯曲强度也按,当量齿轮,进行,斜齿轮的弯曲强度条件,由于,的影响，斜齿轮弯曲应力比直齿轮小,故：,斜齿轮弯曲强度比直齿轮大,引入齿宽系数,d,=,b,/,d,1,，则,b,=,d,1,d,代入强度条件得设计式：,注意,：,Y,Fa,、,Y,Sa,应按 当量齿数,Z,V,=,Z,/cos,3,查取,设计时代入,Y,Fa1,Y,Sa1,/,FP1,与,Y,Fa2,Y,Sa2,/,FP2,中的大值,结论,：,斜齿轮的强度等同于其当量直齿轮的强度,条件相同时,斜齿轮的强度大于直齿轮,3,、选择材料,4,、确定计算准则,5,、理论设计计算,1,、类型选择,2,、受力分析,6,、结构设计,7,、绘制零件工作图,8,、编写设计计算说明书,机械零件的一般设计步骤,齿轮传动的设计步骤,选择齿轮传动类型,闭式软齿面齿轮,开式传动,选择齿轮材料、热处理方式，计算许用应力,闭式硬齿面齿轮,按接触疲劳强度设计,校核弯曲疲劳强度,按弯曲疲劳强度设计,校核接触疲劳强度,按弯曲疲劳强度设计,将模数放大,10%,齿轮结构设计,绘制齿轮工作图,编写设计说明书,2-6,直齿锥齿轮传动设计,振动和噪声较大，常用于线速度,V,5,m,/,s,的场合,轮齿分布在锥面上，逐渐收缩,特点,：,载荷沿齿宽分布不均,F,n,b,0.4,b,为简化计算，假定：,法向力,F,n,作用于齿宽中点,锥齿轮的强度等同于,齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮,b/2,d,v,/2,d,v,半径,=,锥齿轮齿宽中点背锥母线长度,齿宽,=,锥齿轮齿宽,b,模数,=,锥齿轮齿宽中点平均模数,m,m,作用于齿宽中点的法向力分解成三个分力：,d,m1,=,d,1,(1-0.5,b,/,R,)=,d,1,(1-0.5,R,),d,1,小锥齿轮大端分度圆直径,一、受力分析,圆周力,径向力,轴向力,d,m1,小锥齿轮齿宽中点分度圆直径,R,锥顶距,b,齿宽,R,=,b,/,R,齿宽系数,1,小齿轮分度圆锥角,d,m1,d,1,R,O,1,利用当量直齿圆柱齿轮进行分析计算,各力关系：,各力方向：,F,t,、,F,r,与圆柱齿轮相同,F,a1,、,F,a2,分别指向各自齿轮的大端,二、齿面接触疲劳强度计算,锥齿轮接触强度条件：,接触强度设计式：,讨论：,HP,、,K,的查取同圆柱齿轮,R,不宜过大，否则载荷分布越不均匀。,R,=0.250.3,通常,u,5,，限制大齿轮直径，利于锥齿轮加工,设计出,d,1,后，其他参数计算：,初选,z,1,计算,m,=,d,1,/,z,1,，并向上取标准值,计算,d,1,=,mz,1,、,z,2,、,d,2,、,u,等,不能圆整！,锥齿轮弯曲强度条件：,弯曲强度设计式：,大端模数，计算后向上圆整成标准值,按当量齿数,z,v,=,z,/cos,查取,Y,Fa,Y,Sa,/,FP,=,max,Y,Fa1,Y,Sa1,/,FP1,，,Y,Fa2,Y,Sa2,/,FP2,三、齿根弯曲疲劳强度计算,同理，根据当量齿轮推出锥齿轮的弯曲强度条件,2-7,齿轮结构设计与齿轮传动的润滑,作用,一、润滑,减小摩擦损失、散热及防蚀,方法,人工定期加油润滑,浸油润滑,喷油润滑,开式或半开式传动,V,10 m/s,的闭式传动,V,10 m/s,的闭式传动,n,1,n,2,二、效率,=,1,2,3,=9598%,1,啮合中的摩擦损失,2,搅油损失,3,轴承中的摩擦损失,本章重点,齿轮传动的五种失效形式,齿轮传动的三条设计准则,直齿、斜齿圆柱齿轮和锥齿轮的受力分析,影响齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度的因素,设计齿轮传动时，模数、齿数、齿宽、螺旋角如何选择？,第三章 蜗杆传动,按蜗杆形状分,圆柱蜗杆传动,蜗杆传动的特点：,结构紧凑,;,工作平稳、噪声小,;,传动比大,但效率低；制造成本较高,用于空间交错轴间的传动，通常,=90,3-1,蜗杆传动的类型：,环面蜗杆传动,锥面蜗杆传动,普通圆柱蜗杆传动,圆弧圆柱蜗杆传动,普通圆柱蜗杆传动,阿基米德蜗杆传动,渐开线蜗杆传动,法向直齿廓蜗杆传动,3-2,普通圆柱蜗杆传动的主要参数和几何尺寸计算,一、主要参数,模数,m,和压力角,中间平面,包含蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面,蜗轮加工,滚刀滚制，滚刀几何参数同相配蜗杆,在中间平面内相当于齿条与齿轮的啮合,正确啮合条件：在中间平面内,m,a1,=,m,t2,=,m,a1,=,t2,=,=20,蜗杆轴面模数,蜗轮端面模数,标准模数,蜗杆轴面压力角,蜗轮端面压力角,蜗杆导程角,与蜗轮螺旋角,之关系,=90,时：,=,且旋向相同,蜗杆直径系数,q,及分度圆直径,d,1,d,1,标准系列值,限制蜗轮滚刀数量，便于刀具标准化,蜗杆直径系数：,q =d,1,/,m,d,1,=m q,q,与导程角,之关系：,齿面间相对滑动速度,v,s,由此可见，,v,s,v,1,、,v,2,所以蜗杆传动摩擦损失大，效率低。,z,1,=1 4,蜗杆头数,z,1,、蜗轮齿数,z,2,及传动比,i,i,=,n,1,/,n,2,=,z,2,/,z,1,=,d,2,/,d,1,?,d,2,/,d,1,但,z,1,少，效率低,重载时取,z,1,1,要求自锁,z,1,=1,z,1,过多,制造困难,z,2,=,i z,1,=28 80,常取,z,2,=32 63,二、几何尺寸计算,中心距,a,=(,d,1,+,d,2,)/2=,m,(,q,+,z,2,)/2,其他尺寸计算见表,6-2,普通圆柱蜗杆传动与齿轮传动的区别：,传动比,i,齿轮传动,蜗杆传动,i,=,d,2,/,d,1,i,d,2,/,d,1,m,、,法面为标准值,中间平面为标准值,1,=-,2,=,旋向相同,d,1,d,1,=,m,n,z,1,/cos,d,1,=,mq,且为标准值,材料要求：减摩性好、耐磨、抗胶合、足够的强度,碳 钢,45,号钢 调质或淬火,3-3,蜗杆、蜗轮的材料及结构,蜗 杆,合金钢,20C,r,、,20C,r,M,n,T,i,、,40C,r,铸锡青铜,ZC,u,S,n,10P1,适合高速,蜗 轮,铸铝青铜,ZC,u,Al,9F,e,3,低速重载,灰铸铁,HT200 ,低速轻载,减摩性好,蜗杆结构,蜗轮结构,3-4,蜗杆传动的强度计算,一、失效形式和设计准则,齿面点蚀,蜗轮材料为铸锡青铜时，,此种材料强度稍低,齿面胶合,蜗轮材料为铸铝青铜或铸铁时,齿面磨损,开式传动或润滑油不清洁,轮齿折断,蜗轮齿数过多或强烈冲击载荷,由于蜗轮材料强度低，失效通常发生在蜗轮轮齿上,对于大多数蜗杆传动，其承载能力主要取决于接触强度,设计准则：,闭式蜗杆传动，按齿面接触强度设计，,z,2,80,或强烈冲击载荷时校核弯曲强度,各力关系：,各力方向：,二、受力分析,F,t,、,F,r,同斜齿轮,F,a,用主动轮左右手定则判断，一般蜗杆主动。,各力大小：,F,a1,F,t2,F,t1,F,a2,n,1,F,r2,F,r1,n,2,n,1,各力应画在受力点上,1,2,1,）强度计算主要针对蜗轮轮齿（材料原因）,2,）中间平面内相当于齿条与齿轮啮合，蜗轮类似斜齿轮,计算载荷：,T,2,=,i T,1,K,T,2,=,i K,T,1,K,=11.4,载荷平稳、,v,s,3m/s,时，取小值,三、蜗轮齿面接触疲劳强度计算,特点：,因此，蜗轮轮齿的强度计算与斜齿轮相似，,其强度公式可仿照斜齿轮的计算方法推导,蜗轮齿面接触强度条件,设计式,说明：,计算蜗轮齿面强度，且效率低，故用蜗轮转矩，,T,2,=,i T,1,求出,m,2,d,1,后，查表,4-1,，确定蜗杆和蜗轮的参数,四、蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算,齿根弯曲强度主要与模数,m,和齿宽,b,2,有关,由于齿形的原因，通常蜗轮轮齿的弯曲强度比接触强度大得多。蜗轮轮齿因弯曲强度不足而失效的情况，多发生在受强烈冲击、,z,2,较多（,z,2,80,）或开式传动中。因此，对闭式蜗杆传动通常只作弯曲强度的校核计算。,3-5,蜗杆传动的效率、润滑和热平衡计算,一、效率,=,1,2,3,与齿轮传动相同：,啮合效率类似于螺旋副：,2,3,0.950.96,故：,设计之初，,未知，可按,z,1,初选：,由此可知，,z,1,z,1,=1,时，,=0.70.75,z,2,=2,时，,=0.750.82,z,2,=4,时，,=0.870.92,自锁时，,4 m/s,时蜗杆上置,有利于润滑,避免过大的搅油损失,蜗杆下置,蜗杆上置,三、蜗杆传动的热平衡计算,对象,连续工作的闭式蜗杆传动,t,油温,时间,t,热平衡时的油温,目的,控制油温，防止胶合,热平衡时，单位时间内：发热量,=,散热量,H,1,=,P,1,-,P,2,=1000,P,1,（,1-,）,W,单位时间内的发热量：,单位时间内的散热量：,H,2,=,t,A,（,t,-,t,0,）,=,t,A,t,W,t,散热系数,自然方式冷却时,t,=1017,A,箱体散热面积,箱体暴露在空气中的部分,近似,计算,蜗杆传动中心距,t,0,环境温度,常取,t,0,=20,t,温 升,箱体无良好散热片,箱体有良好散热片,热平衡时：,1000,P,1,（,1-,）,=,t,A,t,则热平衡计算式：,若,t,t,，,则采取措施提高散热能力：,在箱壳外表面加铸散热片,以增加散热面积,A,蜗杆轴端装风扇加速空气流通,以增大散热系数,t,同时沿气流方向配置散热片,箱体油池内放置蛇形冷却水管,喷油润滑循环冷却,自然通风时竖直布置,蜗杆传动的设计步骤,选择蜗杆传动类型,闭式传动,开式传动,选择蜗杆、蜗轮的材料、热处理方式，计算许用应力,按接触疲劳强度设计,Z,2,80,时校核弯曲疲劳强度,连续工作时计算热平衡,按弯曲疲劳强度设计,蜗杆、蜗轮结构设计,绘制蜗杆和蜗轮的工作图,编写设计说明书,本章小结,蜗杆传动的工作原理和特点,蜗杆传动的主要参数：蜗杆模数、头数、导程角、直径系数、分度圆直径；蜗轮螺旋角；传动效率,蜗杆传动的受力分析,蜗杆传动的失效形式与设计准则,第四章,挠性传动,带有中间挠性件的传动方式。包括：带传动、链传动和绳传动,挠性传动,工作原理,摩擦传动,：,平带、,V,带、多楔带、圆带等,啮合传动：,同步带、链传动等,本章主要讨论普通,V,带传动的设计，简单介绍链传动,一、挠性传动的类型,二、普通,V,带与平带摩擦力之比较,平带的摩擦力为：,V,带的摩擦力为：,f,v,当量摩擦系数，显然,f,v,f,相同条件下，,V,带的摩擦力大于平带，传动能力更大,三、带传动的几何尺寸,V,带的基准长度,L,d,：,在节线上量得的带周长,V,带轮的基准直径,d,d,：,与节线相对应的带轮直径,带传动几何尺寸,：,1,小带轮包角,2,大带轮包角,1,b 2,带绕过小带轮时的弯曲应力,带绕过大带轮时的弯曲应力,与离心拉应力不同，弯曲应力只作用在绕过带轮的那一部分带上,。,带横截面的应力为三部分应力之和。,各剖面的应力分布为：,最大应力发生在,紧边开始进入小带轮处,:,由此可知，带受变应力作用，这将使带产生疲劳破坏。,两种滑动现象：,四、带传动的弹性滑动和传动比,1,、弹性滑动,打 滑,是带传动的一种失效形式，应避免,弹性滑动,正常工作时的微量滑动现象，不可避免,弹性滑动是如何产生的？,因,F,1,F,2,故松紧边单位长度上的变形量不等。,带绕过主动轮时，由于拉力逐渐减小，所以带逐渐收缩，使带相对于主动轮的转向向后滑动。,同样的现象也发生在从动轮上。但情况有何不同？,由此可见：弹性滑动是由弹性变形和拉力差引起的。,弹性滑动引起的不良后果：,使从动轮的圆周速度低于主动轮，即,v,2,1,从动轮直径增大，,传动能力提高，则额定功率增加,截面尺寸大的带，基本,额定功率增量,越大,传动比越大，基本额定功率增量越大,带长不等于特定带长,带越长，单位时间内的应力循环次数越少，则带的疲劳寿命越长。相反，短带的寿命短。,为此，引入带长修正系数,K,L,。,包角,不等于,小带轮包角小于,，传动能力有所下降，引入包角修正系数,K,。,K,1,b2,减小，,在实际工作条件下，单根,V,带的额定功率为：,三、,V,带传动的设计计算,（一）已知条件及设计内容,传递的名义功率,P,；,已知条件,主动轮转速,n,1,；,从动轮转速,n,2,或传动比,i,；,传动位置要求,；,工况条件、原动机类型等；,V,带的型号、长度和根数；,设计内容,带轮直径和结构；,传动中心距,a,；,验算带速,v,和包角,；,计算初拉力和压轴力；,（二）设计步骤和方法,1,、确定计算功率,P,d,K,A,P,2,、根据,n,1,、,P,d,选择带的型号,工况系数，查表,6,6,。,3,、确定带轮基准直径,d,d1,、,d,d2,带轮愈小，弯曲应力愈大，所以,d,d1,d,min,d,d2,=,i,d,d1,(1-,），圆整成标准值,4,、验算带速,v,（,v,5,25m/s,）,N,5,、确定中心距,a,及带长,L,d,6,、验算主动轮的包角,1,7,、计算带的根数,z,N,z,7,？,N,Y,8,、确定初拉力,F,0,9,、计算压轴力,F,Q,10,、带轮结构设计,初定中心距,a,0,0.7(,d,d1,+,d,d2,),a,0,2(,d,d1,+,d,d2,),初算带长,L,d0,计算实际中心距,a,a,过小，带短，易疲劳,a,过大，易引起带的扇动,（圆整）,取基准带长,L,d,（表,8,6,）,链传动简介,一、链传动的类型及特点,传动链常用：,滚子链和齿形链,滚子链应用较多，且为标准件，其主要参数包括：,p,节距；,L,p,链节数，,z,链轮齿数，,取偶数；,取奇数。,与带传动相比，链传动的特点是：,可在恶劣的环境下工作；,传递功率比带传动大，效率较高；,适用的速度比带小，,v 15 m/s,；,瞬时速比变化，振动、噪声大。,二、链传动运动的不均匀性,假定：主动边总处于水平位置，,链轮抽象成正多边形，边长为,p,。,链速：,1,的变化范围：,而,所以：,z,1,，,1,，,v,的变化,瞬时传动比：,瞬时速比周期性变化，,称为,多边形效应,。,平均传动比：,平均传动比为常数,三、链传动主要参数的选择,链轮齿数,小链轮齿数,z,1,愈多，,传动愈平稳，动载荷减小。,通常取,z,1,17,，,且传动比,i,越小，,z,1,可越多。,大链轮齿数,z,2,i,z,1,，,常取,z,2,120,，,以防止脱链。,节距,p,节距,p,越大，承载能力越大。,但,p,过大，运动越不均匀，冲击越大，且结构庞大。,所以，高速重载时，宜选小节距多排链；,低速重载时，宜选大节距单排链；,中心距,a,常取,a,（,30,50,）,p,作业,6-12,6-13,第五章 轴设计,5-1,概 述,一、轴的功用,支撑回转零件；,传递运动和转矩,二、轴的类型,心轴,只承受弯矩,传动轴,只承受转矩,转轴,既受弯矩、又受转矩,按受载,直 轴,曲 轴,按轴心线,2,、强度问题,防止轴发生疲劳断裂,3,、刚度问题,防止轴发生过大的弹性变形,4,、振动稳定性问题,防止轴发生共振,三、轴设计时所要解决的问题,1,、结构问题,确定轴的形状和尺寸,5-2,轴的结构设计,轴颈 与轴承相配的,部分；,轴头 与轮毂相配的,部分；,轴身 连接轴颈与轴,头部分；,轴颈,轴头,轴身,轴的结构应满足的要求：,加工工艺性要好,便于轴上零件装拆,轴上零件要有准确的定位,轴上零件要有可靠的固定,尽量减少应力集中,一、加工工艺要求,光轴,等强度轴,阶梯轴,车削,倒角,加工方法不同，轴的结构也可能不同,磨削,二、装拆要求,砂轮越程槽,装拆应方便；,不同的装拆方案，得到不同结构；,轴的直径应圆整成标准值。,定位 使轴上零件处于正确的工作位置；,轴肩或轴环,三、轴上零件的轴向定位和固定,固定 使轴上零件牢固地保持这一位置。,目的 防止轴上零件工作时发生轴向蹿动。,常用的轴向定位和固定方法：,定位轴肩：,h,(0.070.1),d,R,或,C,非定位轴肩：,h,1,2 mm,，作用是便于轴上零件的装拆,为保证定位准确,，,R,或,C,r,轴环宽度一般取,：,b,=1.,4,h,滚动轴承的定位轴肩或轴环高度 查标准,套 筒,轴端挡圈,弹性挡圈,圆 螺 母,锥 面,对轴上零件起固定作用。,常用于近距离的两个零件间的固定。,用于轴上两零件距离较远时，或轴端。,需切制螺纹，削弱了轴的强度。,需切环槽，削弱了轴的强度。,承受不大的轴向力。,用于固定轴端零件，能承受较大的轴向力。,常与轴端挡圈配合使用。,注意：,采用这些方法固定轴上零件时，为保证固定可靠，,应使：与轮毂相配的轴段长度比轮毂宽度,短,2,3 mm,，,即,：,l,B,-(23),平 键,问题：,四、轴上零件的周向固定,目的 防止轴上零件与轴发生相对转动，以传递转矩。,常用的周向固定方法：,花 键,紧定螺钉,滚动轴承是否需要用键作周向固定？,五、提高轴的强度,减小应力集中,适当加大截面变化处的过渡圆角半径。,或采用：,凹切圆角,过渡肩环,减载槽,改善轴的受力状况,改变轴上零件的结构，使受载减小。,五、结构设计示例,5-3,轴的强度计算,应力分析：,F,T,弯曲应力,b,对称循环变应力；,扭剪应力,T,循环特征根据实际情况而定。,计算方法：,按扭转强度计算；,按弯扭合成强度计算；,安全系数法计算。,一般的轴,一、按扭转强度计算,扭剪应力,:,轴的抗扭剖面系数,扭转强度公式一般用来初算轴的直径，,扭转强度设计式,:,令其为系数,C,系数,C,与轴的材料和承载情况有关，查表,10-3,。,弯矩相对转矩较小或只受转矩时，,C,取小值。,若该轴段有一个键槽，,d,值,增大,5%,弯矩较大时，,C,取大值。,计算出的,d,作为受扭段的最小直径,d,min,。,注意：,有两个键槽，,增大,10%,。,此方法既考虑弯矩又考虑转矩，比前法精确。,二、按弯扭合成强度计算,需已知：,轴的支反力作用点、外载荷的大小及位置。,弯、扭联合作用时，采用第三强度理论。,则轴危险截面上的当量应力：,对于直径为,d,的实心轴：,由于,b,与,的循环特征可能不同，需引进校正系数,将,折合成对称循环变应力。,则强度条件为：,当量弯矩,校正系数,的取值：,对于不变的转矩：,频繁启动、振动或情况不明：,经常双向运转：,对称循环变应力下的许用应力,设计式：,三、轴设计步骤和方法,1,、根据功率,P,和转速,n,，用扭转强度公式初算受扭段的最小直径,d,min,。,2,、根据初算轴径，进行轴的结构设计。,3,、按弯扭合成强度校核轴的危险截面。,N,将,d,min,圆整成标准直径（查“机械设计课程设计”）,受扭段,最小直径,d,min,危险截面：,M,e,最大的截面；,画出空间受力图，求出支反力；,分别作出水平面受力图和垂直面受力图；,分别作出水平面弯矩图,M,H,和垂直面弯矩图,M,V,；,求合成弯矩：,求危险截面的当量弯矩：,靠近,M,emax,，直径较小的截面。,按弯扭合成强度条件校核：,危险截面直径,若强度不足，应适当增大轴径。,作业,10-5,10-6,第六章 滑动轴承,6-1,概述,滑动轴承的主要特点,：,工作平稳，无噪声；,运