机械设计期末总复习1课件.ppt

1、机械设计机械设计 课程总结课程总结机械零部件的主要内容机械零部件的主要内容原理特点，受力失效原理特点，受力失效设计准则，材料选择设计准则，材料选择强度计算，参数选择强度计算，参数选择d-螺纹大径螺纹大径 公称直径公称直径d1 1-螺纹小径螺纹小径 校核直径校核直径d2-螺纹中径螺纹中径 基准直径基准直径p-螺距螺距 相邻两牙相邻两牙n-线数线数 螺旋线数螺旋线数S S-导程导程 同一螺旋线同一螺旋线-螺纹升角螺纹升角 牙型角牙型角-牙侧角牙侧角 旋向旋向常用螺纹的特点与应用常用螺纹的特点与应用按牙形：三角形螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯按牙形：三角形螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯 齿形螺纹、管螺纹

2、齿形螺纹、管螺纹按母体形状：圆柱螺纹、圆锥螺纹按母体形状：圆柱螺纹、圆锥螺纹细牙的缺点：牙小，相同载荷下磨损快，易脱扣细牙的缺点：牙小，相同载荷下磨损快，易脱扣适用场合：冲击、振动及变载荷、或空心、薄壁零件上及微适用场合：冲击、振动及变载荷、或空心、薄壁零件上及微调装置中调装置中细牙的优点：螺杆强度较高，自锁性能更好细牙的优点：螺杆强度较高，自锁性能更好12 螺纹连接基本类型普通螺栓连接普通螺栓连接 铰制孔螺栓连接铰制孔螺栓连接1 1、螺栓连接螺栓连接 13 螺纹连接基本类型2 2、螺钉连接、螺钉连接 14 螺纹连接基本类型3 3、双头螺柱连接、双头螺柱连接 15 螺纹连接基本类型4 4、紧定

3、螺钉连接紧定螺钉连接 预紧可使连接在承受工作载荷之前就受到预紧力预紧可使连接在承受工作载荷之前就受到预紧力F的作用，的作用，增强连接的可靠性和紧密性，防止连接受载后被连接件间出现增强连接的可靠性和紧密性，防止连接受载后被连接件间出现间隙或横向滑移。预紧也可以防松。间隙或横向滑移。预紧也可以防松。拧紧后螺纹联接件的预紧应力不得超过其材料的屈服极限拧紧后螺纹联接件的预紧应力不得超过其材料的屈服极限s s 的的80%80%。预紧力过大，会使连接超载。预紧力不足，可能导。预紧力过大，会使连接超载。预紧力不足，可能导致连接失效，重要的螺栓要控制预紧力。致连接失效，重要的螺栓要控制预紧力。1、螺纹副的摩擦

4、力矩 T12、螺母与支承面间的摩擦力矩 T2 T=T1+T2214 Fd紧连接：紧连接：承受工作载荷之前螺母拧紧，使被连接件间产生足够的预紧力承受工作载荷之前螺母拧紧，使被连接件间产生足够的预紧力目的：承受横向工作载荷时，防止摩擦力不足而相对运动目的：承受横向工作载荷时，防止摩擦力不足而相对运动 承受轴向工作载荷时，防止被连接件之间出现间隙承受轴向工作载荷时，防止被连接件之间出现间隙受横向工作载荷的紧螺纹连接受横向工作载荷的紧螺纹连接:普通螺纹连接普通螺纹连接21tan2dTFF预紧力预紧力摩擦力矩摩擦力矩螺栓截面上的拉应力和扭转切应力：螺栓截面上的拉应力和扭转切应力：214Fd2123211

5、1tan242tan16tdFTdFdWdd在拉应力、扭转切应力的复合作用下，由第四强度理论可得螺在拉应力、扭转切应力的复合作用下，由第四强度理论可得螺栓的当量应力栓的当量应力:222233 0.51.3e受横向工作载荷的紧螺纹连接：受横向工作载荷的紧螺纹连接：铰制孔用螺纹连接铰制孔用螺纹连接螺栓杆的剪切强度条件为螺栓杆的剪切强度条件为:42mdFss螺栓与孔壁的挤压强度条件为：螺栓与孔壁的挤压强度条件为：pssphdFmin螺栓在接合面处的横截面受剪切螺栓在接合面处的横截面受剪切螺栓与孔壁接触表面受挤压螺栓与孔壁接触表面受挤压21 受轴向工作载荷的紧螺栓连接：受轴向工作载荷的紧螺栓连接：变形

6、协调条件变形协调条件FCCCFFmBB0FCCCFFmBm 223.14210dF3.1401Fd校核公式：校核公式：设计公式：设计公式：静强度计算静强度计算疲劳强度条件疲劳强度条件为为amBBadFCCC221amaSKk15.6 螺栓组连接设计5.7 提高螺栓连接强度的措施一一、改善螺纹牙上载荷的分配、改善螺纹牙上载荷的分配二二、提高疲劳强度的措施、提高疲劳强度的措施减小应力幅减小应力幅减小应力集中减小应力集中21212)1(2dFCCCdFCCCmBmmBBa25 带传动的应力分析带传动的应力分析1）弹性滑动弹性滑动：由于带的弹性变形而引起的带与带轮之由于带的弹性变形而引起的带与带轮之间

7、的相对滑动现象称为间的相对滑动现象称为弹性滑动。弹性滑动。2）弹性滑动会引起下列后果）弹性滑动会引起下列后果：（1）从动轮的圆周速度总是）从动轮的圆周速度总是落后落后于主动轮的圆周速度，并随载于主动轮的圆周速度，并随载 荷变化而变化，导致此传动的传动比不准确；荷变化而变化，导致此传动的传动比不准确；（2）损失一部分能量，）损失一部分能量，降低了传动效率降低了传动效率，会使带的温度升高；，会使带的温度升高；并引起传动带磨损。并引起传动带磨损。3）打滑）打滑若传递的基本载荷超过最大有效圆周力若传递的基本载荷超过最大有效圆周力,带在带轮上发生显著带在带轮上发生显著的相对滑动即打滑的相对滑动即打滑,打

8、滑总是在小轮上先开始的。打滑总是在小轮上先开始的。27 带传动的失效形式和设计准则带传动的失效形式和设计准则带传动的失效形式是：打滑和疲劳破坏带传动的失效形式是：打滑和疲劳破坏带传动的设计准则是：带传动的设计准则是：在保证带工作时不打滑的条件下，具有一在保证带工作时不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命定的疲劳强度和寿命11maxcb29 带的张紧定期张紧装置定期张紧装置自动张紧装置自动张紧装置用带轮张紧用带轮张紧30 齿轮传动特点、失效形式、设计准则 计算载荷（四个系数）受力分析(转向、旋向、力方向)直齿、斜齿圆柱齿轮的强度计算、各种修正系数影响因素 齿轮传动主要参数选择 齿轮结构8 齿轮

9、传动齿轮传动31 主要失效形式：8.2 齿轮传动的失效形式和设计准则齿轮传动的失效形式和设计准则32齿轮传动的设计准则齿轮传动的设计准则 闭式软齿面齿轮传动：常因齿面点蚀而失效，故通常先按齿闭式软齿面齿轮传动：常因齿面点蚀而失效，故通常先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。闭式硬齿面齿轮传动：其齿面接触承载能力较高，故通常先闭式硬齿面齿轮传动：其齿面接触承载能力较高，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后校核齿面接触疲劳强度。按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后校核齿面接触疲劳强度。开式齿轮传动：其主要失效形式是齿面磨损，而且在

10、轮齿磨开式齿轮传动：其主要失效形式是齿面磨损，而且在轮齿磨薄后往往会发生轮齿折断。故目前多是按齿根弯曲疲劳强度进薄后往往会发生轮齿折断。故目前多是按齿根弯曲疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数适当增大。行设计，并考虑磨损的影响将模数适当增大。高速重载齿轮传动：可能出现齿面胶合，故需校核齿面胶合高速重载齿轮传动：可能出现齿面胶合，故需校核齿面胶合强度。强度。33载荷系数载荷系数KKKKKA8.4 8.4 齿轮传动的计算载荷齿轮传动的计算载荷使用系数使用系数K KA A：考虑由于齿轮啮合外部因素引起附加动载荷影：考虑由于齿轮啮合外部因素引起附加动载荷影响的系数。响的系数。动载系数动载系数K K

11、：考虑由于齿轮制造精度、运转速度等轮齿内：考虑由于齿轮制造精度、运转速度等轮齿内部因素引起的附加动载荷影响系数。部因素引起的附加动载荷影响系数。齿向载荷分布系数齿向载荷分布系数K K：考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对轮：考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对轮齿应力的影响系数。齿应力的影响系数。齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数K K：考虑同时啮合的各对轮齿载荷分配不：考虑同时啮合的各对轮齿载荷分配不均匀对轮齿应力的影响系数。均匀对轮齿应力的影响系数。34轮齿受力分析轮齿受力分析圆周力圆周力径向力径向力法向力法向力力的方向判断力的方向判断:作用于主、从动轮上的各对力均大小相等，方向相反。作用于主、从动轮上

12、的各对力均大小相等，方向相反。Ft 在主动轮上与运动方向相反，在从动轮上与运动方向在主动轮上与运动方向相反，在从动轮上与运动方向相同。相同。Fr 的方向与啮合方式有关，对于外啮合，主、从动轮上的方向与啮合方式有关，对于外啮合，主、从动轮上的径向力分别指向各自的轮心的径向力分别指向各自的轮心。35齿面接触疲劳强度的设计公式齿面接触疲劳强度的设计公式:2312311).(2)1()(1.2HHEdHHEdZZZuKTuaZZZuuKTd或或两轮的两轮的工作工作接触应力接触应力H1 H2，但但许用许用接触应力接触应力不相等，即不相等，即H1 H2，它们与两轮的材料、热它们与两轮的材料、热处理和应力循

13、环次数等有关。处理和应力循环次数等有关。在设计和校核计算在设计和校核计算中，中，取取HminH1，H2。36大小齿轮应分别进行弯曲强度校核时大小齿轮应分别进行弯曲强度校核时111111112FsFsFtFYYYbmdKTYYYbmKF222112222FsFsFtFYYYbmdKTYYYbmKF设计模数时设计模数时,应按下式选择应按下式选择,max222111FsFFsFFsFYYYYYY齿根弯曲疲劳强度的设计公式齿根弯曲疲劳强度的设计公式3211.2FsFdYYYZKTm37斜齿轮传动的受力分析斜齿轮传动的受力分析标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算38齿轮传动主要参

14、数的选择齿轮传动主要参数的选择1、模数、模数m和齿数和齿数Z12、齿宽系数齿宽系数 d、a3、分度圆压力角、分度圆压力角 4、齿数比齿数比u 5、螺旋角螺旋角 399 蜗杆传动 蜗杆传动特点 类型 失效形式、设计准则 受力分析（转向、旋向、力的方向）效率 结构40普通圆柱蜗杆传动普通圆柱蜗杆传动中间平面上的参数作为设计基准中间平面上的参数作为设计基准蜗杆传动的正确啮合条件蜗杆传动的正确啮合条件22121tatammm旋向相同旋向相同蜗杆传动的失效形式和设计准则蜗杆传动的失效形式和设计准则失效形式：主要是齿面胶合、点蚀、磨损和轮齿折断，而且失效失效形式：主要是齿面胶合、点蚀、磨损和轮齿折断，而且

15、失效通常发生在蜗轮轮齿上。通常发生在蜗轮轮齿上。设计准则：通常按齿面（蜗轮）接触疲劳强度条件计算蜗杆传动设计准则：通常按齿面（蜗轮）接触疲劳强度条件计算蜗杆传动的承载能力。的承载能力。在选择许用应力时，要适当考虑胶合和磨损失效因素的影响。在选择许用应力时，要适当考虑胶合和磨损失效因素的影响。对闭式传动进行热平衡计算，必要时对蜗杆强度和刚度进行计算。对闭式传动进行热平衡计算，必要时对蜗杆强度和刚度进行计算。为什么蜗杆传动的标准参数是为什么蜗杆传动的标准参数是m2d1？42力的方向：力的方向：确定圆周力确定圆周力Ft及径向力及径向力Fr的方向的方法同外啮合圆柱齿轮的方向的方法同外啮合圆柱齿轮传动，

16、而轴向力传动，而轴向力Fa的方向则可根据相应的圆周力的方向则可根据相应的圆周力Ft的方向的方向来判定，即来判定，即Fa1与与 Ft2方向相反，方向相反，Ft1与与 Fa2的方向相反。的方向相反。也可按照主动件左右手定则来判断。也可按照主动件左右手定则来判断。1）B300MPa，锡青铜时，材料本身抗胶合能力强，锡青铜时，材料本身抗胶合能力强，多多 发生点蚀失效发生点蚀失效，许用应力许用应力的选择主要的选择主要与循环次数与循环次数有关有关2）B300MPa，铝铁青铜或铸铁时，材料本身抗点蚀，铝铁青铜或铸铁时，材料本身抗点蚀能力强，能力强，多发生胶合失效多发生胶合失效，进行齿面接触疲劳强度计算，进行

17、齿面接触疲劳强度计算是条件性的，通过限制齿面接触应力大小来防止发生胶是条件性的，通过限制齿面接触应力大小来防止发生胶合。合。许用接触应力许用接触应力选择与选择与滑动速度和材料滑动速度和材料有关，而与有关，而与循循环次数环次数无关。无关。9.4 9.4 蜗杆传动的强度计算蜗杆传动的强度计算蜗轮齿面接触疲劳强度计算的校核公式为：HEEHZdmKTZddKTZ99221222212，MPa45蜗杆传动的效率蜗杆传动的效率321式中：式中：1 1啮合效率啮合效率)tan(tan1 2 2 3 3分别为轴承效率和搅油效率分别为轴承效率和搅油效率 一般取一般取 2 2 3 3=0.950.96=0.950

18、.96改善闭式蜗杆传动散热的常用措施有改善闭式蜗杆传动散热的常用措施有:1 1、增加散热片、增加散热片,以增大散热面积；以增大散热面积；2 2、在蜗杆轴上装置风扇、在蜗杆轴上装置风扇,以提高散热系数；以提高散热系数；3 3、在箱体油池内装设蛇行冷却水管、在箱体油池内装设蛇行冷却水管;4 4、压力喷油循环润滑、压力喷油循环润滑4610 轴及轴毂连接轴的分类轴的分类转轴转轴心轴心轴传动轴传动轴转动心轴转动心轴固定心轴固定心轴按载荷分按载荷分转轴的一般设计步骤转轴的一般设计步骤三步：（三步：（1 1）初定轴径；）初定轴径；（2 2）结构设计画草图，确定轴的尺寸，得到跨距和力的作用点；）结构设计画草图

19、，确定轴的尺寸，得到跨距和力的作用点；（3 3）强度计算，做出弯矩、扭矩图，校核危险截面强度。）强度计算，做出弯矩、扭矩图，校核危险截面强度。已知条件选择轴的材料初算轴径结构设计计算弯矩转矩校核计算完善设计修改直径不满足第六章 轴毂联接48九、滚动轴承 滚动轴承结构、特点、类型、代号 受力分析和失效形式 寿命计算 角接触轴承的内部轴向力 轴承部件结构设计49滚动轴承代号前置代号 基本代号 后置代号 成 套 轴 承 分 部 件 类型代号 尺寸系列代号 内径代号 内部结构代号 密封防尘与外圈形状变化代号 保持架结构及材料变化代号 轴承材料变化代号 公差等级代号 游隙组代号 配置代号 其它 滚动轴承

20、主要类型代号表6深沟球轴承L直线轴承5推力球轴承U外球面球轴承4双列深沟球轴承NA滚针轴承3圆锥滚子轴承N圆柱滚子轴承29推力调心滚子轴承9推力圆锥滚子轴承2双列调心滚子轴承8推力滚子轴承1双列调心球轴承7角接触球轴承0双列角接触球轴承代号轴承类型代号轴承类型51例如例如:7 2 10C7210 C/P5/DF/P5/DF轴承类型为角接触球轴承轴承类型为角接触球轴承尺寸类型代号尺寸类型代号,其中其中宽度类型代号为宽度类型代号为0,0,窄系列窄系列,省略不写省略不写,直径系列代号为直径系列代号为2,2,轻系列轻系列轴承内径轴承内径5 1050dmm空一个字符空一个字符公称接触角公称接触角15轴承

21、精度等级为轴承精度等级为5 5级级面对面配置面对面配置（1）当载荷较大或有冲击载荷时，宜用滚子轴承；当载荷较小时，宜用球轴承。（2）当只受径向载荷时，或虽同时受径向和轴向载 荷，但以径向载荷为主时，应用向心轴承。当只受轴向载荷时，一般应用推力轴承，而当转速很高时，可用角接触球轴承或深沟球轴承。当径向和轴向载荷都较大时，应采用角接触轴承。轴承选型（4）当要求支承具有较大刚度时，应用滚子轴承。（5）当轴的挠曲变形大或轴承座孔直径不同、跨度大而对支承有调心要求时，应选用调心轴承。（6）为便于轴承的装拆，可选用内、外圈分离的轴承。（7）从经济角度看，球轴承比滚子轴承便宜，精度低的轴承比精度高的轴承便宜

22、，普通结构轴承比特殊结构的轴承便宜。（3）当转速较高时，宜用球轴承；当转速较低时，可用滚子轴承，也可用球轴承。54滚动轴承的失效形式滚动轴承的失效形式1.1.疲劳点蚀疲劳点蚀 2.2.塑性变形塑性变形 3.3.磨粒磨损磨粒磨损 4.4.胶合胶合滚动轴承的计算准则滚动轴承的计算准则寿命计算：对于转动的滚动轴承，疲劳点蚀是其主要失效形式，寿命计算：对于转动的滚动轴承，疲劳点蚀是其主要失效形式，因而主要是进行寿命计算，必要时再作静强度校核。因而主要是进行寿命计算，必要时再作静强度校核。静强度计算：对于不转动、低速或摆动的轴承，局部塑性变形静强度计算：对于不转动、低速或摆动的轴承，局部塑性变形是其主要

23、失效形式，因而主要是进行静强度计算。是其主要失效形式，因而主要是进行静强度计算。校核极限转速：对于高速轴承，发热以至胶合是其主要失效形校核极限转速：对于高速轴承，发热以至胶合是其主要失效形式，因而除进行寿命计算外还应该校核极限转速。式，因而除进行寿命计算外还应该校核极限转速。滚动轴承的寿命计算基本额定动负荷基本额定动负荷：轴承工作温度在：轴承工作温度在100 C以下以下,基本额定寿命基本额定寿命61 10Lr 时，轴承所能承受的最大载荷，时，轴承所能承受的最大载荷，用用C C表示。表示。基本额定寿命基本额定寿命：一批相同轴承，在相同条件下运转，一批相同轴承，在相同条件下运转，90%90%轴轴承

24、在疲劳点蚀前转过的总转数，单位为承在疲劳点蚀前转过的总转数，单位为10106 6 r r。561C 常数1CL P在当量动载荷在当量动载荷P作用下的基本额定寿命为作用下的基本额定寿命为610CLrP滚动轴承的载荷与寿命之间的关系滚动轴承的载荷与寿命之间的关系:P L常数:,3;,10/3寿命指数 对于球轴承对于滚子轴承。610 h60hCLnP61060ThPf CLnf P常用小时数表示基本额定寿命常用小时数表示基本额定寿命Lh引入温度系数引入温度系数fT和载荷系数和载荷系数fPh57当量动载荷当量动载荷 把实际载荷折算为与基本额定动负荷的方向相同把实际载荷折算为与基本额定动负荷的方向相同的

25、一假想载荷，在该假想载荷作用下轴承的寿命与实际的一假想载荷，在该假想载荷作用下轴承的寿命与实际载荷作用下的寿命相同，则称该假想载荷为当量动载荷，载荷作用下的寿命相同，则称该假想载荷为当量动载荷，用用P表示。表示。当量动载荷当量动载荷P的计算式：的计算式：raPXFYFXY、径向系数和轴向系数raFF 、轴承的径向载荷和轴向载荷58角接触轴承的内部轴向力由力的平衡条件得由力的平衡条件得21WSSA作用在轴承作用在轴承上的轴向载荷为上的轴向载荷为作用在轴承作用在轴承 上的轴向载荷只上的轴向载荷只有自身的内部轴向力有自身的内部轴向力,即即11aFS221aFWSAS轴承轴向载荷计算总结：1、轴承的轴

26、向载荷与轴承部件的结构，与固定方式密切相关。2、在轴上的轴向载荷和轴承的内部轴向力同时作用下，有一个轴承有被压紧的趋势，另一个有放松的趋势；3、被放松的轴承轴向载荷，等于自身的内部轴向力；4、被压紧的轴承轴向载荷，等于除自身以外的轴向力之和。60滚动轴承部件结构设计1、安装和拆卸2、定位和固定3、配合和调整4、润滑和密封64二、摩擦、磨损和润滑 摩擦分类：外摩擦（存在于两物体表面之间）摩擦分类：外摩擦（存在于两物体表面之间）内摩擦（流体内部产生的粘剪力）内摩擦（流体内部产生的粘剪力）按照两表面的润滑状况，摩擦分为：按照两表面的润滑状况，摩擦分为：1 1）干摩擦）干摩擦-无润滑状态无润滑状态 2

27、 2）边界摩擦）边界摩擦边界润滑状态边界润滑状态 3 3）流体摩擦流体摩擦流体润滑状态流体润滑状态 4 4）混合摩擦）混合摩擦混合润滑状态混合润滑状态磨损过程（三阶段）磨损过程（三阶段）l磨损的五种形式1）粘着磨损2）磨粒磨损3）疲劳磨损4）冲蚀磨损5）腐蚀磨损66十、滑动轴承 滑动轴承分类、特点、应用 结构形式 轴瓦结构 计算P值、Pv值的意义 流体动压的形成原理、基本方程67滑动轴承的分类滑动轴承的分类 按滑动轴承工作时轴瓦和轴颈表面间呈现的按滑动轴承工作时轴瓦和轴颈表面间呈现的摩擦状态，滑动轴承可分为摩擦状态，滑动轴承可分为:液体摩擦轴承液体摩擦轴承非液体摩擦轴承非液体摩擦轴承液体动压润

28、滑轴承液体动压润滑轴承液体静压润滑轴承液体静压润滑轴承 按滑动轴承承受载荷的方向可分为按滑动轴承承受载荷的方向可分为:径向滑动轴承径向滑动轴承推力滑动轴承推力滑动轴承68滑动轴承的结构形式1 1、径向滑动轴承、径向滑动轴承整体式径向滑动轴承；整体式径向滑动轴承；剖分式径向滑动轴承剖分式径向滑动轴承2 2、推力滑动轴承、推力滑动轴承轴瓦结构轴瓦结构单金属轴瓦：结构简单，成本低单金属轴瓦：结构简单，成本低双金属轴瓦：节省贵重金属双金属轴瓦：节省贵重金属轴瓦上的油沟轴瓦上的油沟69非液体摩擦径向滑动轴承的计算非液体摩擦径向滑动轴承的计算1.验算压强验算压强 p 压强压强 p过大可能使轴瓦产生塑性变形

29、破坏边界膜过大可能使轴瓦产生塑性变形破坏边界膜2.验算验算 值值pvpv值大表明摩擦功大值大表明摩擦功大,温升大温升大,边界膜易破坏边界膜易破坏3.验算速度验算速度对于跨度较大的轴，高速易导致偏磨加剧。对于跨度较大的轴，高速易导致偏磨加剧。边界膜的强度边界膜的强度与与润滑油的油性润滑油的油性轴瓦的材料轴瓦的材料摩擦表面的压力和温度摩擦表面的压力和温度有关有关设计中：主要限制温度和压力设计中：主要限制温度和压力70形成流体动压的条件形成流体动压的条件(1)(1)流体必须流经收敛间隙流体必须流经收敛间隙,而且间隙倾角越而且间隙倾角越大则产生的油膜压力越大；大则产生的油膜压力越大；(2)(2)流体必

30、须有足够的速度；流体必须有足够的速度；(3)(3)流体必须是粘性流体。流体必须是粘性流体。流体动压基本方程（一维雷诺方程）流体动压基本方程（一维雷诺方程）036hhdpdxh 一、径向滑动轴承的工作过程一、径向滑动轴承的工作过程二、最小油膜厚度必须满足二、最小油膜厚度必须满足minmin12(),hhKmm72十一、联轴器、离合器 联轴器的类型、特点、名称、应用 离合器类型、工作原理73预 祝考试顺利，取得好成绩！受力分析例题（1）受力分析例题（2）受力分析例题（3）例1 用两个普通螺栓将轴承座与铸铁机架联接固定，如图a)所示。已知轴承所受载荷 及中心高 。试对该螺栓组进行受力分析，并说明该联

31、接可能的失效形式有哪些？Fh解：显然，对于螺栓组来说，力 可分解为过 点的轴向分力 和横向分力 。而过 点的横向分力 对于轴承座又有两种作用，即：纯横向力 和力矩 。所以，该螺栓组受如图a)中力 作用后，相当于三种典型螺栓组的受力模型同时出现其中，即螺栓组同时受轴向载荷 、横向载荷 和翻转力矩 ，如图b)所示。FOsin45yFFcos45xFFOxFxFcos45MhFFyFxFM可能的失效形式有：左侧螺栓由于所受载荷较大，可能发生强度破坏；在横向力的作用下，轴承座底板与机架之间可能发生相对滑动；右侧(B处)由于轴承座底板与机架之间压力较大，可能发生压溃现象。此外，左侧(C处)轴承座底板与机

32、架之间可能出现缝隙。例2如图，用8个6.8级普通螺栓和两块钢制夹板将钢板1、2联接起来。已知作用于钢板上的横向载荷 ，结合面摩擦因数 ，安全系数 ，取可靠性系数 ，试确定所需螺栓的小径 至少应为多少？42 10sFN150f.1.5S 1.2K 1d解：1)由静力平衡条件确定每个螺栓的预紧力F显然，这里 ，每个螺栓的预紧力4z 2m 441.2 2 102 104 0.15 2ssKFFNNzm 2)确定螺栓的许用应力 由6.8级螺栓已知条件，可知其公称抗拉强度 ，屈服点 ，于是许用应力600bMPa0.8 600480sMPa480 3201.5sNNS3)确定螺栓的小径1d所需螺栓的小径4

33、14 1.34 1.3 2 1010.2 320Fdmmmm NR5000NQ1600025.0mbbCCC15.0f2.1sKMPas640min 2S1d一支架与机座用4个普通螺栓连接，所受外载荷分别为横向载荷，轴向载荷，已知螺栓的相对刚度结合面间摩擦系数，可靠性系数，最小屈服极限，许用安全系数试计算该螺栓小径的计算值。例3，螺栓材料强度级别为8.8级RRNQF40004160004(1)计算螺栓的轴向工作载荷解：F FRKfFS 4（2)计算螺栓的预紧力由于有轴向载荷的作用，接合面间的压紧力为剩余预紧力，故有FCCCFFmbb1 联立解上述两式，则得NFCCCfRKFmbbS130004

34、00025.0115.0450002.1141dMPas640min 2S MPaSs3202640min140001000130000FCCCFFmbb mmFd510.8320140003.143.14012.计算螺栓的小径计算螺栓的小径螺栓材料的机械性能级别为8.8级，其最小屈服极限安全系数故其许用拉伸应力而 所以 mmD400mmD500012.0f2.1sKNQ50000 MPa100 起重卷筒与大齿轮用8个普通螺栓连接在一起，已知卷筒直径，螺栓分布圆直径，接合面间摩擦系数，可靠性系数，起重钢索拉力螺栓材料的许用拉伸应力试设计该螺栓组的螺栓直径例4TmmNDQT71024005000

35、021.计算旋转力矩FTKDzfFS2002zfDTKFS2.计算螺栓所需要的预紧力由 得mmNF50005002.08102.127 13.14Fdmm768.2810050003.14 3.确定螺栓直径取M36(d1=31.670mm28.768mm)例5210500100100210210280OOKNP618030420 MPaP60 3Sf2.1fK2.0mbbcccKNP6有一轴承托架用4个普通螺栓固联于钢立柱上，托架材料，螺栓材料强度级别为6.6级，结合面间摩擦系数=0.15，螺栓相对刚度，载荷设计此螺栓组连接。为HT150，许用挤压应力许用安全系数可靠性系数PPxPy1.1.螺

36、栓组受力分析载荷螺栓组受力分析载荷P P可分解为：可分解为：横向载荷：NPPy519630cos600030cosNPPx300030sin600030sin(铅垂向下)轴向载荷：(水平向右)倾覆力矩：mmNPPMyx610722.242051961803000420180 该螺栓组连接在这三种简单载荷作用下可能发生的失效如下:(1)在横向载荷作用下,托架下滑;(2)在轴向载荷和倾覆力矩作用下,接合面上部分离;(3)在倾覆力矩和轴向载荷作用下,托架下部或立柱被压溃;(4)受力最大螺栓被拉断.由上述分析可知,为防止分离和下滑,接合面应保证有足够的预紧力;而为避免压溃,又要把预紧力控制在一定的范围

37、.因此,预紧力的确定不能只考虑在横向载荷作用下接合面不滑移条件还应考虑上部不分离和下部不压溃条件.注意:接合面间产生足够大的摩擦力来克服横接合面间产生足够大的摩擦力来克服横向载荷的不是预紧力向载荷的不是预紧力 ,而是残余预紧力而是残余预紧力 .FF(1)确定受力最大螺栓的轴向工作载荷。每个螺栓受到的轴向工作载荷NPFxP750430004NLMLFiLM3240210421010722.226412maxNFFFMP39903240750 在倾覆力矩M的作用下，每个螺栓受到的轴向载荷为上部螺栓受力最大，其轴向工作载荷为(2)确定螺栓的预紧力F托架不下滑的条件式为：ysPKfF 4由托架不下滑条

38、件确定预紧力PmbbmFCCCFFFF)1(ySPmbbPKFCCCFf 14PmbbySFCCCfPKF14而 所以 NF109927502.0115.0451962.1F011minWMCCCAPCCCAzFmbbxmbbp 由接合面不分离条件计算预紧力 NF7.40866160010618.910722.230002.014166 pmbbxmbbpWMCCCAPCCCAzF11max 由托架下部不被压溃条件计算预紧力 (钢立柱抗挤压强度高于铸铁托架)由 AWMPCCCAzFxmbbp11 p pNF3.9211136160010618.910722.230002.01616006066

39、式中 托架材料的许用挤压应力，=60MPa。综合以上三方面计算，取NF11000 0FNFCCCFFmbb1179839902.01100002.计算螺栓的总拉力3.确定螺栓直径 013.14Fdmmd757.12120117983.141查GB1961981，取M16（mmmmd757.12835.131）强度级别为6.6级，得 3360SMPaS，所以 MPaSS1203360例6拟用四个普通六角头螺栓将一钢制托板固定在立柱上，布置方案如图所示。已知图中 mm，mm，作用于托板上的力 N。设结合面摩擦系数 ，螺栓的许用应力 MPa，取可靠性系数 。试确定受力最大螺栓并选择恰当的粗牙螺栓代号

40、。普通粗牙螺纹径向尺寸见表3-1。200a 700b 31.3 10F0.15s 1101.2K 解 1)螺栓组的受力分析如下图所示为将力 向螺栓组形心 简化的等效受力分析图。显然，在将移向 点的同时，必然有转矩FOFO36200()1.3 10(700)1.04 1022aTF bNmmNmm于是，就把问题转化为一受横向力 和转矩 联合作用的螺栓组联接了。FT在力 的作用下，托板有向下移动的趋势，每个螺栓所受载荷均等，方向均指向下方。设由 引起每个螺栓的载荷依次为 ，则FF1234,F F F F312341.3 1032544FFFFFNN在转矩 作用下，托板有绕螺栓组形心 顺时针转动的趋

41、势，每个螺栓所受载荷的方向即托板在螺栓处转动趋势的指向。设由转矩 引起的每个螺栓的载荷依次为 ，则TOT1234,ttttFFFF63123422221.04 101.84 102002004()()4()()2222ttttTFFFFNNaa综合考虑横向力 和转矩 两种载荷的作用，则不难发现螺栓2、3所受载荷较大，这是由于其载荷之间夹角较小的缘故。显然，本题中螺栓2、3两载荷之间的夹角均应为 。于是，由平行四边形性质和余弦定理，可求得螺栓2、3所受载荷的合力FT45)45180cos(222222232ttssFFFFFF23233325(1.84 10)2 325 1.84 10cos13

42、52.08 10NN 2)确定螺栓的预紧力F3)由强度条件确定螺栓的危险截面直径414 1.34 1.3 1.66 1015.82 110Fdmmmm 查普通粗牙螺纹径向尺寸表查普通粗牙螺纹径向尺寸表3-1，取螺栓，取螺栓M20。NmzKFFss4321066.1115.011008.22.1 例7用两个普通螺栓与零件1、2一起组成夹紧连接，如图所示。若零件1、2与轴头3结合面摩擦系数为 f,在手柄上距轴心距离为 处施加力 ，试按照结合面不松动条件，推导螺栓所需预紧力 。bFF解：分别对零件1、2及轴头3作受力分析如图，为预紧力，为3与1间压力，为摩擦力。由力的平衡条件FNFF2FFN2 FF

43、FN摩擦力矩不小于由作用力 所产生的力矩FFbdFdF2于是，预紧力 dFbF2/知识点1.对普通螺栓连接可按轴向或（和）倾覆力矩确定螺栓的工作拉力；按横向载荷或(和）转矩确定连接所需的预紧力，然后求出螺栓 的总拉力。还需校核接合面的挤压应力。2.对铰制孔用螺栓则按横向载荷或（和）转矩计算螺栓的工作剪力 求得受力最大的螺栓及其所受的剪力后，再进行单个螺栓连接的 强度计算。3.对有紧密性要求的螺栓组连接，其预紧力可能有保证紧密性 的条件确定。例:一对反装7312AC轴承,FR15000N,FR28000N，FA=2000N，由1轴承指向2轴承，n960r/min,fP1.2,求轴承寿命。解解:画

44、安装简图画安装简图求求Fa1，Fa2 Fs10.68FR10.6850003400NFs20.68FR20.6880005440NFs2Fs11FA2FR1FR2Fs2FA7440N Fs25440N 紧松Fa1Fs2FA7440N,Fa2Fs25440N查得7212AC轴承的C58200N，e0.68Fa1FR1744050001.488e X10.41 ，Y10.87 P1X1FR1Y1Fa10.4150000.8774408523NFa2FR2544080000.68=eP2FR28000NX21,Y20 P1P2 轴承危险轴承危险hPfCfnLPrth3200)8.85222.158200(9606010)(60103616