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这是一个关于机械设计基础知识PPT，主要介绍机构的组成及其自由度的计算、机构的运动分析、机构的力分析和机器动力学分析、常用机构的分析与设计、机构的选型与组合。廊坊职业技术学院 机械工程系 《机械设计基础》 绪论一、本课程研究的对象及内容 1． 研究对象机械应用实例：内燃机机械 是机构和机器的总称。机构 是指一种用来传递与变换运动和力的可动装置。机器 是指一种执行机械运动装置，可用来变换和传递能量、物料和信息 绪论（1）机构指一种用来传递与变换运动和力的可动装置。如常见的机构有带传动机构、链传动机构、齿轮机构、凸轮机构、连杆机构、螺旋机构等等（2）机器是指一种执行机械运动装置，可用来变换和传递能量、物料和信息。 由实例可看出，各种机器的主要组成部分都是各种机构。所以可以说，机器乃是一种可用来变换或传递能量、物料与信息的机构组合体。（3）机器的结构 传统的机器由如下三个部分组成： 原动件—传动部分—执行部分 现代机器一般由如下四个部分组成 原动件—传动部分—执行部分 绪论 2．研究内容 1） 机构的组成及其自由度的计算 2）机构的运动分析 3）机构的力分析和机器动力学分析，欢迎点击下载机械设计基础知识PPT哦。

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廊坊职业技术学院 机械工程系 《机械设计基础》 绪论一、本课程研究的对象及内容 1． 研究对象机械应用实例：内燃机机械 是机构和机器的总称。机构 是指一种用来传递与变换运动和力的可动装置。机器 是指一种执行机械运动装置，可用来变换和传递能量、物料和信息 绪论（1）机构指一种用来传递与变换运动和力的可动装置。如常见的机构有带传动机构、链传动机构、齿轮机构、凸轮机构、连杆机构、螺旋机构等等（2）机器是指一种执行机械运动装置，可用来变换和传递能量、物料和信息。 由实例可看出，各种机器的主要组成部分都是各种机构。所以可以说，机器乃是一种可用来变换或传递能量、物料与信息的机构组合体。（3）机器的结构   传统的机器由如下三个部分组成： 原动件—传动部分—执行部分 现代机器一般由如下四个部分组成 原动件—传动部分—执行部分 绪论 2．研究内容 1） 机构的组成及其自由度的计算 2） 机构的运动分析 3）机构的力分析和机器动力学分析 4）常用机构的分析与设计 5）机构的选型与组合* 3．学习的目的 为学习后续课程和掌握专业知识大好基础 为毕业设计提供机械设计知识 4．掌握本课程的特点 本课程是一门技术基础课，其最显著的特点是基础理论与工程实际的结合。 绪论二、械设计基本要求和一般程序 1.机器应该满足的基本要求 (1)使用性要求 实现预定的功能，满足运动和动力性能的要求）（功能性要求） (2)经济性要求 这是一个综合性指标，表现在设计制造和使用两个方面。提高设计制造的经济性的途径有三条：1）使产品系列化、标准化、通用化；2）运用现代化设计制造方法；3）科学管理。提高使用经济性的途径有四条：1）提高机械化、自动化水平；2）提高机械效率；3）延长使用寿命；4）防止无意义的损耗。 (3)安全性要求 有三个含义：1）设备本身不因过载、失电以及其它偶然因素而损坏；2）切实保障操作者的人身安全（劳动保护性）；3）不会对环境造成破坏。 绪论 (4)工艺性要求 这包含两个方面1）装配工艺性2）零件加工工艺性。 (5)可靠性要求 要求机械系统在预定的环境条件下和寿命期限内，具有保持正常工作状态的性能，这就称为可靠性。 2.机械零件设计的基本准则及一般步骤 (1)根据零件的使用要求（如功率、转速等），选择零件的类型及结构型式，并拟定计算简图。 (2)分析作用在零件上的载荷（拉、压力，剪切力）。 (3)根据零件的工作条件，按照相应的设计准则，确定许用应力。 绪论 (4)分析零件的主要失效形式，按照相应的设计准则，确定零件的基本尺寸。 (5)按照结构工艺性、标准化的要求，设计零件的结构及其尺寸。 (6)绘制零件的工作图，拟定必要的技术条件，编写计算说明书。 机械工程系 第一章平面机构运动简图及自由度 §1-1 平面机构的组成   1.构件 从运动角度来看，任何机器（或机构）都是由许多独立运动单元体组合而成的，这些独立运动单元体称为构件。 从加工制造角度来看，任何机器（或机构）都是由许多独立制造单元体组合而成零件，这些独立制造单元体称为零件。 构件可以是一个零件；也可以是由一个以上的零件组成。图示内燃机中的连杆就是由单独加工的连杆体、连杆头、轴瓦、螺杆、螺母、轴套等零件组成的。这些零件分别加工制造，但是当它们装配成连杆后则作为一个整体运动，相互之间不产生相对运动。 §1-1 平面机构的组成 2.运动副 1）运动副定义 机构中各个构件之间必须有确定的相对运动，因此，构件的连接既要使两个构件直接接触，又能产生一定的相对运动，这种直接接触的活动连接称为运动副。 2） 运动副的分类 （1）按两个构件运动关系分为平面运动副和空间运动副 （2）按其接触形式分：高副点线接触的运动副 低副面接触的运动副。 （3）按其相对运动形式分 转动副（回转副或铰链）移动副、螺旋副、球面副。 §1-1 平面机构的组成 3.机构具有固定构件的运动链称为机构。机 架机构中的固定构件；一般机架相对地面固定不动，原动件： 按给定已知运动规律独立运动的构件；从动件 机构中其余活动构件。其运动规律决定于原动件的运动规律和机构的结构和构件的尺寸。 机构常分为平面机构和空间机构两类，其中平面机构应用最为广泛 §1-2 平面机构运动简图一、用规定的符号和线条按一定的比例表示构件和运动副的相对位置，并能完全反映机构特征的简图。二、绘制： 1、运动副的符号转动副： 2、构件符号： 3、机构运动简图的绘制，（模型，鄂式破碎机） 1）分析机构，观察相对运动； 2）找出所有的构件与运动副； 3）选择合理的位置，即能充分反映机构的特性； 4）确定比例尺， 5）用规定的符号和线条绘制成间图。（从原动件开始画） 【例2-1】如图2-6所示为以颚式碎矿机。当曲轴2绕其轴心O连续转动时，动颚板3作往复摆动，从而将处于动颚板3和固定颚板6之间的矿石7轧碎。试绘制此碎矿机的机构运动简图。 解：（1）运动分析右图所示 此碎矿机由原动件曲轴2 （构件1为固装于曲轴2 上的飞轮）、动颚板3、摆杆4、机架5等4个构件组成，固定颚板6是固定安装在机架上的。 曲轴2于机架5在O点构成转动副（即飞轮的回转中心）；曲轴2与动颚板3也构成转动副，其轴心在A点（即动颚板绕曲轴的回转几何中心）；摆杆4分别与动颚板3和机架5在B、C两点构成转动副。其运动传递为：电机 皮带 曲轴 动颚板 摆杆所以，其机构原动件为曲轴，从动件为摆杆、构件3、机架5共同构成曲柄摇杆机构。（2）按图量取尺寸，选取合适的比例尺，确定O、A、B、C四个转动副的位置，即可绘制出机构运动简图。最后标出原动件的转动方向。由图可以看出，O、C在同一垂直线上。量取OA=3mm，AB=25mm，BC=14mm，OC=22mm. §1-3 平面机构的自由度机构的自由度：机构中各构件相对于机架所能有的独立运动的数目。一、计算机构自由度（设n个活动构件，PL个低副，PH个高副） F=3n-2PL-PH 二、机构具有确定运动的条件 （原动件数>F，机构破坏）铰链四杆机构 F=3*3-2*4-0=1 原动件数=机构自由度铰链五杆机构 F=3*4-2*5-0=2 原动件数机构自由度原动件数<机构自由度数，机构运动不确定（任意乱动） 机构具有确定运动的条件是：机构的自由度数等于机构的原动件数，既机构有多少个自由度，就应该给机构多少个原动件。三、计算机构自由度时应注意的问题 1．复合铰链 三个或三个以上构件在同一处构成共轴线转动副的铰链，我们称为复合铰链（如图所示）。 若有m个构件组成复合铰链，则 复合铰链处的转动副数应为（m-1）个。 2．局部自由度 机构中某些构件具有局部的、不影响其它构件运动的自由度，同时与输出运动无关的自由度我们称为局部自由度。对于含有局部自由度的机构在计算自由度时，不考虑局部自由度。如图凸轮机构： 如认为：F=3x3-2x3-1=2 是错误的。 n=2，Pl=2，Ph＝1， 由公式得：F=3x2-2x2-1=1。 （3）虚约束： 在特殊的几何条件下，有 些约束所起的限制作用是 重复的，这种不起独立限 制作用的约束称为虚约束。 廊坊职业技术学院 机械工程系 第二章 平面连杆机构 一、定义： 若干构件通过低副（转动副或移 动副）联接所组成 的机构称作连杆机构。 连杆机构中各构件的相对运动是平面 运动还是空间运动，连杆机构又可以分为 平面连杆机构和空 间连杆机构。 平面连杆机构是由若干构件用平面低副（转动副和移动 副）联接而成的平面机构，用以实现运动的传递、变换和传 送动力。 § 2.1 平面四杆机构的类型及应用 在此机构中，AD固定不动，称为机架；AB、CD两构件与机架组成转动副，称为连架杆；BC称为连杆。在连架杆中，能作整周回转的构件称为曲柄，而只能在一定角度范围内摆动的构件称为摇杆。一、铰链四杆机构基本类型 根据机构中有无曲柄和有几个曲柄，铰链四杆机构又有三种基本形式： 1．曲柄摇杆机构：两连架杆中一个为曲柄而另一个为摇杆的机构。雷达调整机构缝纫机踏板机构当曲柄为原动件时，可将曲柄的连续转动转变为摇杆的往复摆动，如图中的雷达天线机构； 反之，当摇杆为原动件时，可将摇杆的往复摆动转变为曲柄的整周转动，如图所示的缝纫机踏板。 2．双曲柄机构：两连架杆均为曲柄的四杆机构。可将原动曲柄的等速转动转换成从动曲柄的等速或变速转动，如图所示的惯性筛驱动机构； 如双曲柄机构的相对两杆平行 且相等时，则成为平行四边形机构，如图所示。注意：平行四边形机构在运动过程中，当两曲柄与机架共线时，在原动件转向不变、转速恒定的条件下，从动曲柄会出现运动不确定现象。可以在机构中添加飞轮或使用两组相同机构错位排列。 3．双摇杆机构：两连架杆都是摇杆的机构，如图所示的鹤式起重机构，保证货物水平移动。 二、机构的演化机构的演化方法有三种：1）通过改变构件的形状和相对尺寸进行演化，如图2—8的演化；2）通过改变运动副尺寸进行演化；3）通过选用不同构件作为机架进行演化。 1．滑块机构如图所示，当构件1能整周回转成为曲柄时，该机构称为曲柄滑块机构；否则该机构称为摆杆滑块机构。 2．导杆机构在图a所示的对心曲柄滑块机构中，若改取构件1为机架，则机构演化为导杆机构。图 b。 3．曲柄摇块与曲柄转块机构在图a中若改取构件2为机架，当l1< l2时，随构件1的转动，滑块3只在一定角度范围内摆动，该构件称为曲柄摇块机构；当l1> l2时，则滑块3可作整周转动，我们称为曲柄转块机构。 4．移动导杆机构在图 a中，如取滑块3为机架，则该机构演化成移动导杆机构 §2.3四杆机构特性 一、四杆机构存在曲柄的条件 铰链四杆机构的三种基本型式的区别在于它的连架杆是否为曲柄。而且一般原动件为曲柄 。而在四杆机构中是否存在曲柄，取决于机构中各构件间的相对尺寸关系。 设a350）（是发展趋势） 20Cr，20CrMnTi，40Cr，30CrMoAlA，表面淬火，渗碳淬火，氮化和氰化，先切齿→表面硬化→磨齿精切齿形→5、6级适合于高速、重载及精密机械（如精密机床、航空发动机等） 2、铸铁——脆、机械强度，抗冲击和耐磨性较差，但抗胶合和点蚀能力较强，用于工作平稳、低速和小功率场合。铸铁：灰铸铁；球墨铸铁——有较好的机械性能和耐磨性 3、非金属材料——工程塑料（ABS、尼龙）、夹布胶木 §6.9 直齿圆柱齿轮传动的设计一、受力分析 在不计及齿面摩擦力时，即为作用于齿面法线方向上的法向载荷Fn。渐开线齿形任何一点上的法线均与基圆相切，如图所示。则小齿轮名义转距T为二、计算载荷考虑原动机和工作机的不平稳，轮齿啮合时产生的动载荷， 应对名义载荷进行修正 Fnc=KFn 系数K可由表6-7查得 。三、齿根弯曲疲劳强度计算——防止弯曲疲劳折断其依据是材料力学中的悬臂梁的应力分析。齿根上的弯矩最大，轮齿的弯曲疲劳强度齿根处最弱 即 校核公式 设计公式 YFa——齿形系数，只与齿形有关 令 ——齿宽系数 四、齿面接触疲劳强度计算 直齿圆柱齿轮接触疲劳强度计算是防止齿面点蚀破坏的计算方法，其理论依据是两平行圆柱体的接触应力理论 接触应力 对于标准直齿轮， ， ， 校核公式 设计公式 五、齿轮传动强度计算说明 1、弯曲强度计算，要求， ， ）对大小齿轮，其它参数均相同只有 不同，应将其中较大者代入计算。 2、接触强度计算公式中， ，许用值取小的。 3、轮齿面——按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度 硬齿面——按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度 六、参数选择 1、齿数Z1 闭式软齿面齿轮（点蚀）→Z1可取多一些（20~40 闭式硬齿面齿轮（弯曲疲劳）→a一定时，宜取Z1少 一些（使m↑），Z1=17~20 2、许用弯曲应力 3、许用接触应力 4、传动比单级闭式传动，一般取 （直齿）、 （斜齿 §6.10 斜齿圆柱齿轮传动设计 一．齿面形成及啮合特点 斜齿圆柱齿轮齿面形成的原理与直齿轮相似，所不同的是直线 与轴线不平行，而有一个夹角 啮合特点： 1）当两直齿轮啮合时，其齿面接触线是与整个齿轮轴线平行的直线。因此，直齿轮啮合时，整个齿宽同时进入和退出啮合，所以容易引起冲击、振动和噪声，从而影响传动的平稳性，不适宜于高速传动。 2）当两斜齿轮啮合时，由于轮齿的倾斜，一端先进入啮合，另一端后进入啮合，其接触线由短变长，再由长变短，极大地降低冲击、振动和噪声，改善了传动的平稳性。相对于直齿轮而言更适合高速传动。 3）斜齿圆柱齿轮相对于直齿圆柱齿轮而言，可以增大重合度、降低根切齿数，可以提高齿轮承载能力，减小结构尺寸。 二、斜齿轮的基本参数及尺寸计算 1．法面模数与端面模数 由上面两式可以得到 所以 一般 2．法面压力角与端面压力角 3．法面、端面齿高系数与顶隙系数 式中 、 为标准值。三．斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 见教材表(6-13)。其中特别要注意：公式中的法面参数为标准值。 四、斜齿圆柱齿轮的当量齿数 为确定当量齿数，如图所示。过斜齿轮分度圆上C点，作斜齿轮法面剖面，得到一椭圆。该剖面上C点附近的齿型可以视为斜齿轮的法面齿型。以椭圆上点C的曲率半径作为虚拟直齿轮的分度圆半径，并设该虚拟直齿轮的模数和压力角分别等于斜齿轮的法面模数和压力角，该虚拟直齿轮即为当量齿轮，其齿数即为当量齿数。 五、斜齿圆柱齿轮传动正确啮合条件 §6.11 直齿圆锥齿轮传动 圆锥齿轮机构主要用来传递两相交轴之间的运动和动力， 如图6-44。圆锥齿轮的轮齿是分布在一个截锥体上的， 一对圆锥齿轮两轴之间的夹角可根据传动的需要来决定。但通常情况下，工程上多采用的是 的传动 一、直齿圆锥齿轮齿廓的形成 锥齿轮的齿廓是发生面S在基圆锥上作纯滚动时形成的，发生面上K点将在空间展开成一渐开线AK。显然，渐开线是在以锥顶O为中心，锥距R为半径的球面上。 背锥是过锥齿轮的大端，其母线与锥齿轮分度圆锥母线垂直的圆锥。 将两锥齿轮大端球面渐开线齿廓向两背锥上投影，得到近似渐开线齿廓。接下来将两背锥展成两扇形齿轮，设想把扇形齿轮补足成一个完整的圆柱齿轮。该假想的圆柱齿轮称作圆锥齿轮的当量齿轮 齿数称作圆锥齿轮的当量齿数，用 表示 四、直齿圆锥齿轮传动的参数及几何尺寸 1．基本参数 压力角一般为 圆锥齿轮传动的传动比为 2．几何参数计算 书表6-15 6.12 齿轮结构设计及齿轮传动的润滑一、齿轮结构设计 1、齿轮轴 当齿轮的齿根直径与轴径很接近时，如图，可以将齿轮与轴作成一体的，称为齿轮轴 2、实体式齿轮 齿顶圆直径小于160mm （当轮缘内径D与轮毂外径相差不大时，而轮毂长度要大于等于1.6倍的轴径尺寸）时可以采用这种实体式结构，如图所示 3、腹板式结构 当直径大于160mm时，为了减轻重量，节约材料，同时由于不易锻出辐条，常采用腹板式结构 4、对于齿轮齿顶圆直径小于500mm的齿轮，一般采用锻或铸造轮辐式 二、齿轮传动润滑 1、润滑方法及油量选择开式齿轮传动速度较低，一般采用润滑脂或定时滴油润滑。闭式齿轮传动常利用浸油法或喷油法润滑： 1）浸油法：大齿轮浸入一个齿高，对于多级齿轮传动的高速级，可以采用带油轮。由于大齿轮或带油轮可以将油带起，溅落到被润滑处，也称为飞溅润滑。此时要求齿轮线速度不高于。对于单级，每传递1Kw功率约需要0.35L或更多的油量，多级传动可以按比例（级数）增加。 2）喷油润滑：在线速度超过上述数值使用时，要求齿轮宽度大时增加喷嘴的数目。在节圆线速度不大于时，直接由进入啮合的一侧向啮合处喷油。油量按10mm齿宽用0.45L/min或者每千瓦用8.5L/s来计算，喷油压力一般为0.01～0.2MPa。对于非金属齿轮，载荷较小时可以不进行润滑。有时也可加入适量油以改善摩擦性能，提高承载能力，或改善材料使其具有自润滑能力。 2）润滑剂的选择润滑剂有三大类：（1）液体润滑剂（常用）（2）润滑脂：用于低速传动，无法使用液体润滑剂时使用。（3）固体润滑剂：其使用取决于使用条件及工艺水平。 第七章 蜗杆传动 §7.1 蜗杆传动 的类型和特点 蜗杆传动是由蜗杆和蜗轮组成。常用于交错轴∑＝90°的两轴之间传递运动和动力。一般蜗杆为主动件，作减速运动。 一、蜗杆传动的特点 与齿轮传动相比较，蜗杆传动具有传动比大，在动力传递中传动比在8～100之间，在分度机构中传动比可以达到 1000；传动平稳、噪声低；结构紧凑；在一定条件下可以实现自锁等优点而得到广泛使用。 但蜗杆传动有效率低、发热量大和磨损严重，涡轮齿圈部分经常用减磨性能好的有色金属（如青铜）制造，成本高等缺点。二、蜗杆传动的类型 按蜗杆分度曲面的形状不同，蜗杆传动可以分为：圆柱蜗杆传动（如图a）、环面蜗杆传动（如图b）、锥蜗杆传动（如图c）三种类型。 1、圆柱蜗杆传动 圆柱蜗杆传动可以分为普通圆柱蜗杆传动和圆弧圆 柱蜗杆传动 普通圆柱蜗杆传动根据齿廓曲线主要分为三种： 阿基米德圆柱蜗杆（ZA蜗杆） 渐开线圆柱蜗杆（ZI蜗杆） 法向直廓圆柱蜗杆（ZN蜗杆） 本章只讨论阿基米德圆柱蜗杆，加工时，梯形车刀切削刃的顶平面通过蜗杆轴线，在轴向剖面具有直线齿廓，法向剖面N-N上齿廓为外凸线，端面上齿廓为阿基米德螺线。这种蜗杆切制简单，但难以用砂轮磨削出精确齿形，精度较低。 §7.2 蜗杆传动的主要参数和几何尺寸 如图所示，在中间平面上，普通圆柱蜗杆传动就相当于齿条与齿轮的啮合传动故此，在设计蜗杆传动时，均取中间平面上的参数（如模数、压力角）和尺寸（如齿顶圆、分度圆等）为基准，并沿用齿轮传动的计算关系， 一、主要参数 1、模数m和压力角 蜗杆传动的尺寸计算与齿轮传动一样，也是以模数m作为计算的主要参数。在中间平面内蜗杆传动相当于齿轮和齿条传动，蜗杆的轴向模数和轴向压力角分别与涡轮的端面模数和端面压力角相等，为此将此平面内的模数和压力角规定为标准值，标准模数见书中所附表格，标准压力角为20° 。 2、蜗杆头数z1和传动比 蜗杆头数z1可根据要求和的传动比和效率来选定。单头蜗杆传动的传动比可以较大，但效率较低。如果要提高效率，应增加蜗杆的头数。但蜗杆头数过多，又会给加工带来困难。所以，通常蜗杆头数取为1、2、4、6。 通常蜗杆为主动件，蜗杆与蜗轮之间的传动比为 其中：z2为蜗轮的齿数 3、导程角γ 蜗杆的直径系数q和蜗杆头数z1选定之后，蜗杆分度圆柱上的导程角γ也就确定了 4、蜗杆的分度圆直径d1 在蜗杆传动中，为了保证蜗杆与配对蜗轮的正确啮合，常用与蜗杆相同尺寸的蜗轮滚刀来加工与其配对的涡轮。这样，只要有一种尺寸的蜗杆，就需要一种对应的蜗轮滚刀。对于同一模数，可以有很多不同直径的蜗杆，因而对每一模数就要配备很多蜗轮滚刀。显然，这样很不经济。 为了限制蜗轮滚刀的数目及便于滚刀的标准化，就对每一标准模数规定了一定数量的蜗杆分度圆直径d1 ，而把比值 称为蜗杆直径系数。 5、蜗杆传动的标准中心距 §7.3蜗杆传动的失效形式、材料和结构一、蜗杆传动的失效形式、设计准则 和齿轮传动一样，蜗杆传动的失效形式主要有：胶合、磨损、疲劳点蚀和轮齿折断等。由于蜗杆传动啮合面间的相对滑动速度较大，效率低，发热量大，再润滑和散热不良时，胶合和磨损为主要失效形式。 蜗杆传动的设计准则为：闭式蜗杆传动按蜗轮轮齿的齿面接触疲劳强度进行设计计算，按齿根弯曲疲劳强度校核，并进行热平衡验算；开式蜗杆传动，按保证齿根弯曲疲劳强度进行设计。 二、蜗杆和蜗轮材料 由失效形式知道，蜗杆、蜗轮的材料不仅要求有足够的强度，更重要的是具有良好的磨合（跑合）、减磨性、耐磨性和抗胶合能力等。 蜗杆一般是用碳钢或合金钢制成：一般不太重要的低速中载的蜗杆，可采用40、45钢，并经调质处理 。高速重载蜗杆常用15Cr或20Cr、20CrMnTi等，并经渗碳淬火 。 蜗轮材料为铸造锡青铜（ZCuSn10P1，ZCuSn5Pb5Zn5），铸造铝铁青铜（ZCuAl1010Fe3）及灰铸铁（HT150、HT200）等。锡青铜耐磨性最好，但价格较高，用于滑动速度大于3m/s的重要传动； 铝铁青铜的耐磨性较锡青铜差一些，但价格便宜，一般用于滑动速度小于4m/s的传动；如果滑动速度不高（小于2m/s），对效率要求也不高时，可以采用灰铸铁 §7.3蜗杆传动的强度计算一、受力分析 1、蜗轮转向判断 蜗杆蜗轮转向关系可以用“主动轮左（右）手法则”判断，即蜗杆为右（左）旋时用右（左）手，并以四指弯曲方向表示蜗杆转向，则拇指所指的反方向为蜗轮上节点的速度方向。 2、轮齿上的作用力 蜗杆传动的受力与斜齿圆柱齿轮相似，弱不计齿面间的摩擦力蜗杆作用于蜗轮齿面上的法向力Fn2在节点C处可以分解成三个互相垂直的分力 二、强度计算 蜗轮齿面接触疲劳强度计算公式和斜齿圆柱齿轮相 似，也是以节点啮合处的相应参数歹徒赫兹公式导出的。 当用青铜蜗轮和钢蜗杆配用时，蜗轮齿面接触疲劳强度 校核公式为： 设计公式为： K为载荷系数，一般取K=1.1～1.3。当载荷平稳， 蜗杆圆周速度小于3m/s，7级以上精度时取小值，否则取大值。 §7.5 蜗杆传动的效率、润滑及热平衡计算 一、传动效率 闭式蜗杆传动的总效率包括：轮齿啮合效率、轴承摩擦效率（0.98～0.995）和搅油损耗效率（0.96～0.99），即： = 当蜗杆主动时，可近似按螺旋副的效率 闭式传动，当z1＝1时，＝0.7～0.75；当z1＝2时，＝0.75～0.82；当z1＝4时，＝0.87～0.92；自锁时<0.5 开式传动，当z1＝1、2时，＝0.6～0.7； 二、润滑 由于蜗杆传动时的相对滑动速度大、效率低、发热量大，故润滑特别重要。 对于闭式蜗杆传动，根据工作条件和滑动速度参考表格中推荐值选定润滑油和润滑方式。 当采用油池润滑时，在搅油损失不大的情况下，应有适当的油量，以利于形成动压油膜，且有助于散热。对于下置式或侧置式蜗杆传动，浸油深度应为蜗杆的一个齿高；当蜗杆圆周转速大于4m/s时，为减少搅油损失，常将蜗杆上置，其浸油深度约为蜗轮外径的三分之一。 三、热平衡计算 由于蜗杆传动效率较低，发热量大，润滑油温升增加， 粘度下降，润滑状态恶劣，导致齿面胶合失效。所以对 连续运转的蜗杆传动必须作热平衡计算。 摩擦损耗功率为 箱体外壁散发的热量折合的相当功率为 热平衡的条件是： 即 为箱体表面散热系数，一般取＝8.5～17.5W/(m2·°C) A为箱体散热面积（m2） 第九章 螺纹联接和螺旋传动 §9.1 常用螺纹一、螺纹的形成 把一锐角为ψ的直角三角形绕到一直径为d的圆柱体上，绕时底边与圆柱底边重合，则斜边就在圆柱体上形成一条空间螺旋线。 如用一个平面图形K（如三角形）沿螺旋线运动并使K平面始终通过圆柱体轴线YY-这样就构成了三角形螺纹。同样改变平面图形K，同样可得到矩形、梯形、锯齿形、圆弧形（管螺纹） 二、螺纹种类 三、螺纹的主要参数 1.大径d（D）：螺纹的最大直径在标准中也作公称直径。 2.小径d1(D1) ：即螺纹的最小直径 3.中径d2——在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆柱面的直径，近似等于螺纹的平均直径d2≈0.5(d+d1) 4.螺距P——相邻两牙在中径圆柱面的母线上对应两点间的轴向距离 5.导程（S）——同一螺旋线上相邻两牙在中径圆柱面的母线上的对应两点间的轴向距离 6.线数n——螺纹螺旋线数目，一般为便于制造n≤4 螺距、导程、线数之间关系：L=nP 7.螺旋升角ψ ：中径圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面的夹角 8 .牙型角α ：螺纹牙型两侧边的夹角。四、常用螺纹特点应用 1、三角形螺纹（普通螺纹） 牙型角为60º ，可以分为粗牙和细牙，粗牙用于一般联接；与粗牙螺纹相比，细牙由于在相同公称直径时，螺距小，螺纹深度浅，导程和升角也小，自锁性能好，宜用于薄壁零件和微调装置。 2、管螺纹 多用于有紧密性要求的管件联接，牙型角为55º，公称直径近似于管子内径，属于细牙三角螺纹。 3、梯形螺纹 牙型角为30º，是应用最为广泛的传动螺纹。 4、锯齿型螺纹 两侧牙型角分别为3º和30º，3º的一侧用来承受载荷，可得到较高效率；30º一侧用来增加牙根强度。适用于单向受载的传动螺纹。 5、矩形螺纹 牙型角为0º，适于作传动螺纹 §9.2 螺旋副的受力分析、效率和自锁 一、矩形螺纹 螺旋副是由外螺纹（螺杆）和内螺纹组成的运动副，经过简化可以看作推动滑块（重物）沿螺纹表面运动（如图所示）将矩形螺纹沿中径d2处展开得一倾斜角为λ（即螺纹升角）的斜面，斜面上的滑块代表螺母，螺母和螺杆的相对运动可以看作滑块在斜面上的运动。 滑块在斜面上等速上升时。当量摩擦角滑块沿斜面等速下降时，摩擦力向上 由公式可知，若λ≤ ，说明此时无论轴向载荷有多大，滑块（即螺母）都不能沿斜面运动，这种现象称为自锁螺旋副的效率 §9.3 螺纹联接的基本类型和及预紧和防松一、螺纹联接主要类型 1、螺栓联接普通螺栓联接——被联接件不太厚，螺杆带钉头，通孔不带螺纹，螺杆穿过通孔与螺母配合使用。装配后孔与杆间有间隙，并在工作中不许消失，结构简单，装折方便，可多个装拆，应用较广。 2、双头螺栓联接——螺杆两端无钉头，但均有螺纹，装配时一端旋入被联接件，另一端配以螺母。适于常拆卸而被联接件之一较厚时。折装时只需拆螺母，而不将双头螺栓从被联接件中拧出。 3、螺钉联接螺钉联接——适于被联接件之一较厚（上带螺纹孔），不需经常装拆，一端有螺钉头，不需螺母，适于受载较小情况。 4、紧定螺钉联接——拧入后，利用杆末端顶住另一零件表面或旋入零件相应的缺口中以固定零件的相对位置。可传递不大的轴向力或扭 二、标准螺纹联接件 1．螺栓螺栓的头部有各种不同形状，但是我们最常见的是六角头，为了满足工程上的不同需要，六角头又有标准六角头和小六角头。一般情况下我们使用标准六角头，在空间尺 寸受到限制的地方使用小六角头螺栓。但是，小六角头螺栓的支承面积较小，如果用于经常拆卸的场合时，螺栓头的棱角也易于磨圆。 2．双头螺柱 双头螺柱的两端都制有螺纹，两端的螺纹可以相同，也可以不同。其安装方式是一端旋入被联接件的螺纹孔中，另一端用来安装螺母。 3. 螺钉 螺钉的头部有各种形状。为了明确表示螺钉的特点，所以通常以其头部的形状来命名。 4．紧定螺钉紧定螺钉的工作面是在末端，所以对于重要的紧定螺钉需要淬火硬化后才能满足要求。 5．螺母与垫圈螺母是和螺栓相配套的标准零件，其外形有：六角形、圆形、方形其厚度有厚的、标准的和扁的，其中以标准的应用最广 垫圈最常见的有平垫和弹簧垫两种。平垫主要是为了增加支承面积。弹簧垫主要是用于防止螺母和其它紧固件的自动松脱。所以凡是有振动的地方又未采取其它防松措施时，原则上都应该加装弹簧垫。 三、螺纹联接的预紧 在零件未受工作载荷前需要将螺母拧紧，使组成联接的所有零件都产生一定的弹性变形（螺栓伸长、被联接件压缩），从而可以有效地保证联接的可靠。这样，各零件在承受工作载荷前就受到了力的作用，这种方式就称为预紧，这个预加的作用力就称为预紧力。对于重要的螺栓联接，在装配时需要控制预紧力 拧紧力矩为 四、螺纹联接的防松 一般来说，联接螺纹具有一定的自锁性。但是，工作条件地存在冲击、振动、变载荷作用。在这些工况条件下，螺纹副之间的摩擦力会出现瞬时消失或减小的现象；同时在高温或温度变化比较大的场合，材料会发生蠕变和应力松弛，也会使摩擦力减小。在多次的作用下，就会造成联接的逐渐松脱。 常用的防松方法有三种：摩擦防松、机械防松和永久防松 。 1、摩擦防松 1）弹簧垫片防松弹簧垫圈材料为弹簧钢，装配后垫圈被压平，其反弹力能使螺纹间保持压紧力和摩擦力，从而实现防松。 2）对顶螺母防松 利用螺母对顶作用使螺栓式中受到 附加的拉力和附加的摩擦力。由于多用一 个螺母，并且工作不十分可靠，目前已经 和少使用了。 3）自锁螺母防松 螺母一端制成非圆形收口或开缝后径 向收口。当螺母拧紧后，收口胀开，利用 收口的弹力使旋合螺纹间压紧 。 2、机械防松 1）槽形螺母和开口销防松 槽形螺母拧紧后，用开口销穿过螺栓尾部小孔和螺母的槽，也可以用普通螺母拧紧后进行配钻销孔。 2）圆螺母和止动动垫片 使垫圈内舌嵌入螺栓（轴）的槽内，拧紧螺母后将垫圈外舌之一褶嵌于螺母的一个槽内。 3、永久防松 1）冲边法防松 螺母拧紧后在螺纹末端冲点破坏螺纹。 2）粘合防松 通常采用厌氧胶粘结剂涂于螺纹旋合表面，拧紧螺母后粘结剂能够自行固化，防松效果良好。 §9.4 螺纹联接的强度计算一、松螺栓联接的强度计算 松螺栓联接，螺母、螺栓和被联接件不需要拧紧， 在承受工作载荷前，联接螺栓是不受力的，典型的结 构起重机吊钩。 其强度条件为： 设计公式为： d1——螺纹的小径（mm） [ ]——许用拉应力（MPa）， [ ]= —— 材料的屈服极限； S—— 安全系数根据求得d1再从设计手册中查得公称直径d 二、受横向载荷紧螺栓联接的强度计算 1、采用普通螺栓 对于普通螺纹联接，强度的计算准则为：预紧力在接合面所产生的摩擦力必须足以阻止被联接件间的相对滑移。则螺栓预紧力F0可以推导出 FR为横向载荷 F0为预紧力 f为摩擦系数 m接合面数 Z为螺栓个数 K为过载系数一般取1.2 对于螺栓F0为拉力。同时预紧时对螺栓有转矩T按照第四强度理论 挤压强度条件为： Lmin——被联接件中受挤压孔壁的最小长度（mm），一般要求：Lmin≥1.25d0 —— 螺栓或被联接件中较弱者的许用挤压应力 三、承受轴向载荷紧螺栓强度计算 受轴向载荷的额紧螺栓联接是工程上使用最多的一 种联接方式。这时，必须同时考虑预紧力和外载力对联 接的综和影响。 当施加预紧力后，螺母拧紧，螺栓杆对应于伸长，被联接件在的作用下产生压缩变形。当联接上作用有外载 F时，螺栓杆将继续伸长，被联接件因压力减小而产生部分弹性恢复，其压缩变形的恢复量也应该等于，此时被联接件上的残余压力称为残余预紧力 残余预紧力 与工作要求有关系（表9-3）螺栓所受总力F∑ =F+ 螺栓强度公式为： 校核公式： §9.5 螺旋传动一、螺旋传动的类型、特点按用途分三类： 1）传力螺旋——举重器、千斤顶、加压螺旋。特点：低速、间歇工作，传递轴向力大、自锁 2）传导螺旋——机床进给汇杠—传递运动和动力，特点：速度高、连续工作、精度高 3）调整螺旋——机床、仪器及测试装置中的微调螺旋。其特点是受力较小且不经常转动螺旋传动按摩擦副的性质分： 1）滑动螺旋：构造简单、传动比大，承载能力高，加工方便、传动平稳、工作可靠、易于自锁。 缺点：磨损快、寿命短，低速时有爬行现象（滑移），摩擦损耗大，传动效率低（30—40%）传动精度低。滑动螺旋的这些致命缺点，使之不能适应现代工业发展的需要。 2、滚动螺旋传动——摩擦性质为滚动摩擦。滚动螺旋传动是在具有圆弧形螺旋槽的螺杆和螺母之间连续装填若干滚动体（多用钢球），当传动工作时，滚动体沿螺纹滚道滚动并形成循环。特点：传动效率高（可达90%），起动力矩小，传动灵活平稳，低速不爬行，同步性好，定位精度高，正逆运动效率相同，可实现逆传动。预紧后刚度好，定位精度高（重复定位精度高）缺点：不自锁，需附加自锁装置，抗振性差，结构复杂，制造工艺要求高，成本较高。 第十章 轴及轴毂联接 §10.1概述 轴是组成机器的重要零件之一，主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力。一、轴的分类 1、根据承受载荷不同分类： 1）转轴同时承受扭矩和弯曲载荷的作用，例如齿轮减速器中的轴。 2）心轴 只需承受弯矩而不传递转距，例如铁路车辆 的轴、自行车的前轴等。按轴旋转与否分为转动心轴和固定心轴两种， 3）传动轴 只承受扭矩而不承受弯矩或承受弯矩较小的轴。例如图所示的汽车传动轴。 2、根据轴线的形状不同分类 二、轴的材料 由于轴工作时产生的应力多为变应力，所以轴的失 效多为疲劳损坏，因此轴的材料应具有足够的疲劳强度、 较小的应力集中敏感性和良好的加工性能等。 轴的主要材料是碳钢和合金钢。 1、碳钢：价格低廉，对应力集中的敏感性较低，可以利用热处理提高其耐磨性和抗疲劳强度。常用的有35、40、45、50钢。 2、合金钢：对于要求强度较高、尺寸较小或有其它特殊要求的轴，可以采用合金钢材料。耐磨性要求较高的可以采用20Cr、20CrMnTi等低碳合金钢；要求较高的轴可以使用40Cr 3、对于形状复杂的轴，如曲轴、凸轮轴等，也采用球墨铸铁或高强度铸造材料来进行铸造加工，易于得到所需形状，而且具有较好的吸振性能和好的耐磨性，对应力集中的敏感性也较低。 § 10．2轴的结构设计 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸，主要要求有：1）轴上零件的定位、固定；2）轴上零件的拆装、调整；3）轴的制造工艺性；4）轴上零件的结构和位置的安排。一、轴上零件的装配 如图的齿轮轴，为了便于装配将轴做成阶梯形.将齿轮、左端轴承和联轴器从轴的左端装配，右端轴承从轴的右端装配 二、保证轴 上零件的准确定位 1、轴向定位 1）轴肩与轴环定位 方便可靠、不需要附加零件，能承受的轴向力大；。这种方法广泛用于各种轴上零件的定位。 为了保证零件与定位面靠紧，轴上过渡圆角半径应小于零件圆角半径或倒角，一般定位高度取为（0.07～0.1）d ，轴环宽度b = 1.4h 。 2）套筒定位 可以简化轴的结构，减小应力集中结构简单、定位可靠。多用于轴上零件间距离较小的场合。但由于套筒与轴之间存在间隙，所以在高速情况下不宜使用。 3）弹性挡圈定位 结构紧凑、简单、装拆方便，但受力较小，且轴上切槽会引起应力集中，常用于轴承的定位。 4）轴端挡圈 工作可靠，能够承受较大 的轴向力，应用广泛。 2、周向定位 轴上零件的周向定位方法主要有键（平键、半圆键、楔键等）、花键、型面、过盈等等 1）平键联接 制造简单、装拆方便。用于传递转矩较大，对中性要求一般的场合，应用最为广泛。 2）花键联接 承载能力高，定心好、导向性好，但制造较困难，成本较高。 适用于传递转矩较大，对中性要求较高或零件在轴上移动时要求导向性良好的场合。 3）过盈配合 结构简单、定心好、承载能力高和在振动下能可靠的工作。但装配困难，且对配合尺寸的精度要求较高 4）销联接 用于固定不太重要、受力不大，但同时需要周向或轴向固定的零件。 三、轴的结构工艺性 轴的形状应简单、便于加工。一根轴上的圆角应尽可能取相同的半径，退刀槽取相同的宽度，倒角尺寸相同；一根轴上各键槽应开在同一母线上，以减少换刀次数和调整次数。 需要磨削的轴段，应该留有砂轮越程槽，需要切制螺纹的轴段，应留有退刀槽 ，为了便于装配，轴端应加工出倒角。四、减小应力集中 轴上的应力集中会严重削弱轴的疲劳强度，所以应该在轴剖面发生突变的地方制成适当的过渡圆角 ；相邻两轴段直径差不宜过大等措施。此外改善轴的表面质量降低表面粗糙度可以提高轴的疲劳强度 § 10.3轴的设计计算 一、按弯扭转强度计算对于圆截面轴，扭转强度条件为： 设计公式： 其中 扭转剪切应力，P为轴传递的功率，n轴的转速当截面开有键槽的时候应增大轴径5—7% 二、按弯扭合成进行强度计算 可以用第三强度理论求出危险截面的当量应力，其强度大小为： 设计公式 为当量弯矩Nmm；d为轴的直径mm； 为弯曲应力MPa。对于不变的转矩，取 对于脉动循环的 转矩 对于对称循环得转矩，取 设计时应该注意：1）要合理选择危险剖面。由于轴的各剖面的当量弯矩和直径不同，因此轴的危险剖面在当量弯矩较大或轴的直径较小处，一般选取一个或二个危险剖面核算；2）若验算轴的强度不够，则可用增大轴的直径、改用强度较高的材料或改变热处理方法等措施来提高轴的强度；若 比 小很多时，是否要减小轴的直径，应该综合考虑其它因素而定。三、轴的设计步骤： 1、选择轴的材料，确定许用应力 2、利用公式估算轴的直径 3、对轴的结构进行设计 4、对轴按弯扭合成进行强度校核 5、对轴进行疲劳强度安全系数校核 § 10.4轴毂联接一、键联接的类型两大类型： 1类：松键联接——1）平键；2）半圆键；3）花键平键——普通平键；导向键与滑键。 普通平键：A型、B型、C型 2类：紧键联接 1）楔键联接；2）切向键联接 1．平键联接 其特点是：键的两侧面是工作面，靠键与键槽的侧面挤压来传递扭矩； 平键联接具有结构简单、装拆方便、对中良好等优点。采用B型平键时，轴上的键槽用盘铣刀铣出，键槽两端的应力集中较小。C型平键常用于轴端的联接。 导向平键用于动联接，。其特点是键较长，键与轮毂的键槽采用间隙配合，故轮毂可以沿键作轴向滑动 2．半圆键联接 半圆键联接，轴上键槽用尺寸与 半圆键相同的半圆键铣刀铣出，因 而键在槽中能绕其几何中心摆动以 适应毂上键槽的倾斜度。半圆键用 于静联接，其两侧面是工作面。其 优点是工艺性好，缺点是轴上的键 槽较深，对轴的强度影响较大，所 以一般多用于轻载情况的锥形轴端 联接 3．楔键联接 楔键联接的特点是：键的上下两面是工作面，键的上表面和轮毂键槽底部各有1：100的斜度。工作时，主要靠键、轴和毂之间的摩擦力传递转矩，其缺点：是楔紧后，轴和轮毂的配合产生偏心和倾斜。因此主要用于定心精度要求不高和低速的场合。 4．切向键联接 切向键联接：是由一对楔键组成。切向键的上下两面为工作面，工作时，靠工作面上的挤压应力及轴与毂间的摩擦力来传递转矩。 用一个切向键时只能传递单向转矩，当要传递双向转矩时，必须使用两个切向键，两个切向键之间的夹角为120度。 二、平键联接的强度计算 键联接的设计首先需要根据联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择平键类型，再根据轴径大小从标准中选出键的剖面尺寸bxh(b为键宽，h为键高)，然后参考轮毂宽度选取键的长度L，键的长度应符合标准规定的尺寸系列。最后进行强度校核计算。 平键主要的失效型式是工作面被压坏。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，普通平键联接通常只按工作面的挤压强度进行校核计算。普通平键联接的强度条件式为： 键的材料没有统一的规定，但是一般都采用抗拉强度不小于600MPa的钢，多为45钢。 为键的工作长度 A型=L-b;B型=L;C型= 三、花键联接 由轴和轮毂孔周向均布的多个键齿构成的联接称为花键联接。在工作时，靠侧面的挤压传递扭矩。与普通平键相比具有承载力高、轴和毂受力均匀、定心性和导向性好等优点。但加工需要专用设备和工具，成本较高。 第十一章 轴承轴承是机器中支承轴作回转运动的部件。根据摩擦性质，轴承可分为滑动轴承和滚动轴承。 §11.1 滑动轴承概述 一、滑动轴承类型：按承载：向心轴承（受Fr）；推力轴承（受Fa）按润滑状态：流体润滑轴承；非流体润滑轴承；无润滑轴承（不加润滑剂）二、滑动轴承的特点优点：1）承载能力高；2）工作平稳可靠、噪声低；3）径向尺寸小；4）精度高；5）流体润滑时，摩擦、磨损较小；6）油膜有一定的吸振能力缺点：1）非流体摩擦滑动轴承、摩擦较大，磨损严重。 2）流体摩擦滑动轴承在起动、行车、载荷、转速比较大的情况下难于实现流体摩擦；3）流体摩擦、滑动轴承设计、制造、维护费用较高。三、应用： 1）转速特高或特低；2）对回转精度要求特别高的轴；3）承受特大载荷；4）冲击、振动较大时；5）特殊工作条件下的轴承；6）径向尺寸受限制或轴承要做成剖分式的结构例：机床、汽轮机、发电机、轧钢机、大型电机、内燃机、铁路机车、仪表、天文望远镜等。 §11.2 滑动轴承的结构和材料 一、径向滑动轴承径向滑动轴承可以分为整体式和剖分式（对开式）两大类。 1、整体式径向滑动轴承 整体式滑动轴承由轴承座和轴承套组成。轴承套压装在轴承座孔中，一般配合为H8/s7。轴承座用螺栓与机座联接，顶部设有安装注油油杯的螺纹孔。轴套上开有油孔，并在其内表面开油沟以输送润滑油。 这种轴承结构简单、制造成本低，但当滑动表面磨损后无法修整。所以，整体式滑动轴承多用于低速、轻载和间歇工作的场合。 2、对开式滑动轴承 是由轴承盖、轴承座、剖分轴瓦和螺栓组成。正滑动轴承轴承座水平剖分为轴承座和轴承盖两部分，并用二（或四）个螺栓联接。为了防止轴承盖和轴承座横向错动和便于装配时对中，轴承盖和轴承座的剖分面做成阶梯状。 对开式滑动轴承在装拆轴时，轴颈不需要轴向移动，装拆方便。另外，适当增减轴瓦剖分面间的调整垫片，可以调节轴颈与轴承之间的间隙。 3、自动调心轴承 轴承的结构特点是轴瓦的外表面做成凸形球面，与轴承盖及轴承座上的凹形球面箱配合，当轴变形时，轴瓦可随轴线自动调节位置，从而保证轴颈和轴瓦为球面接触。 二、推力滑动轴承 推力滑动轴承用于承受轴向载荷。它由轴承座、套筒、径向轴瓦、止推轴瓦所组成。 相对滑动端面通常采用环状端面。当载荷较大时，可采用多环轴颈，这种结构能够承受双向轴向载荷。 三、轴承材料 滑动轴承的主要失效形式有：磨粒磨损、刮伤、胶 合、疲劳剥落等 。 轴承材料性能应着重满足以下主要要求： 1）  良好的减摩性、耐磨性和抗胶合性 2）  良好的顺应性，嵌入性和磨合性 3）  足够的强度和必要的塑性 4） 良好的耐腐蚀性、热化学性能（传热性和热膨胀性） 和调滑性（对油的吸附能力） 5) 良好的工艺性和经济性等 常用材料有: 1）轴承合金（通称巴氏合金或白合金） 轴承合金是锡、铅、锑、铜的合金，它以锡或铅作为基体，其内含有锑锡（Sb-Sn）或铜锡（Cu-Sn）的硬晶粒。硬晶粒起抗磨作用，软基体则增加材料的塑性。轴承合金适用于重载、中高速场合，价格较贵。 2）铜合金 铜合金具有较高的强度，较好的减磨性和耐磨性，是最常用的材料。 锡青铜——减摩、耐磨性最好，应用较广，强度比轴 合金高，适于重载、中速 铅青铜——抗胶合能力强，适于高速、重载 铝青铜——强度及硬度较高，抗胶合性差，适于低速、 重载传动 3）铸铁： 灰铁；球铁（中有游离的石墨能有润滑作用）性能较好，适于轻载、低速，不受冲击的场合。 4）多孔质金属材料 这是不同金属粉末经压制、烧结而成的轴承材料。这种材料是多孔结构的，孔隙约占体积的10％～35％。使用前先把轴瓦在加热的油中浸渍数小时，使孔隙中充满润滑油，因而通常把这种材料制成的轴承称为含油轴承。它具有自润滑性。 5）非金属材料 非金属材料中应用最广的是各种塑料，如酚醛树脂、 尼龙、聚四氟乙烯等。聚合物的特性是：与许多化学物质不起反应，抗腐蚀性好。 四、轴瓦结构 轴瓦的结构：整体式、剖分式 整体式轴承中与轴颈配合的零件称为轴套，分为不带挡边和带挡边的两种结构。 对开式轴承的轴瓦由上下两半组成。为使轴瓦既有一定的强度，又有良好的减磨性，常在轴瓦内表面浇铸一层减磨性好的材料，称为轴承衬。轴承衬应可靠的贴合在轴瓦表面上，为此可以采用不同结合形式。 为了将润滑油引入轴承，并布满于工作表面，常在其上开有供油孔和油沟；供油孔和油沟应开在轴瓦的非承载区否则会降低油膜的承载能力。轴向油沟也不应在轴瓦全长上开通，以免润滑油自油沟端部大量泄漏。 §11.3滑动轴承的润滑一、润滑剂及其选择润滑剂分为润滑油、润滑脂和固体润滑剂三类。 1、润滑油 润滑油是滑动轴承中应用最广的润滑剂，目前使用 的润滑油多为矿物油。润滑油最重要的物理性能是粘度，它也是选择润滑油的主要依据。 工业上多用运动粘度标定润滑油的粘度。根据国家标准，润滑油产品油牌号一般按40ºC时的运动粘度平均值来划分，我们需要时可以查阅相关手册或资料参考选择。书（表11-2） 2、润滑脂 润滑脂是在润滑油中添加稠化剂（如钙、钠、铝、锂等金属）后形成的胶状润滑剂。因为它稠度大，不宜流失，所以承载能力较大，但它的物理、化学性质不如润滑油稳定，摩擦功耗也大，故不宜在温度变化大或高速条件下使用。（表11-3） 3、固体润滑剂 常用的固体润滑剂有石墨和二硫化钼。高温、重载下工作的轴承，采用添加二硫化钼的润滑剂，能获得良好的润滑效果。 二、润滑方式 1、油润滑：间歇供油—小型、低速、间歇运动的场合 连续供油——重要的轴承间歇供油：1）油壶或油枪定期向润滑孔和 杯内注油，连续供油方式： a)  滴油润滑—针阀式油杯 c)  油杯润滑—油杯下端浸到油里 d)浸油润滑—轴颈直接浸到油池中润滑，搅油损失大 e) 飞溅润滑—利用下端浸在油池中的转动件将润 滑油溅成油来润滑。 f) 压力循环润滑—用油泵进行连续压力供油，润滑、冷却，效果较好，适于重载、高速或交变载荷作用。 2、脂润滑—间歇供油脂：旋盖式油脂杯；黄油枪补充 §11.4 滚动轴承一、滚动轴承结构 它主要有内圈、外圈、滚动体和保持架等四个部分所组成。通常其内圈用来与轴颈配合装配，外圈的外径用来与轴承座或机架座孔相配合装配。 常见的滚动体形状有： 球形、圆柱形、鼓形滚子 滚针、圆锥滚子等。 二、滚动轴承的主要类型及特点 按轴承的内部结构和所能承受的外载荷或公称接触 角的不同，滚动轴承分为： ①深沟球轴承（向心球轴承） （6）——主要承受径 向载，也可受一定双向轴向载荷，f小精度高，结构 简单，价格低，最常用。 ②调心球轴承（1）——主要承受径向载荷，也可承受 较小的双向轴向力，能自动调心，适于轴的刚性较 差的场合。 ③圆柱滚子轴承N（2）——只能承受径向载荷，不能承受轴向载荷，承载能力大，支承刚性好，外圈或内圈可以分离，或不带内外圈，适于要求径向尺寸较小的场合。 ④角接触球轴承——（ 7 ）能同时承受径向载荷和单向轴向力，接触角，越大，承载Fa能力越高，为承受双向轴向力应成对使用，对称安装。 ⑤圆锥滚子轴承——（ 3 ）能同时承受径向载荷和单向Fa，越大，承受Fa能力越大，承载能力高于角接触球轴承，但极限转速稍低，外圈可分离，一般应成对使用，对称安装，但安装调整比较麻烦。 ⑥推力球轴承——（ 5 ）单向推力球轴承51000—只能受单向Fa；双向推力球轴承52000—能承受双向Fa。不能受Fr，且极限nj转速较低，高速时，由于离心力较大，钢球与保持架磨损发热较严重。 ⑦滚针轴承，↑Fr，承载能力较高 §11.5滚动轴承的代号及选择 一、滚动轴承代号 滚动轴承的种类很多 ，国家标准中规定了滚动轴承代号的表示方法： 1、基本代号 表示轴承的内径、尺寸系列和类型，最多为五位（1）轴承类型——基本代号左起第一位。6—深沟球； 3—圆锥滚子~；5—推力球~；7—角接触球~；1—调 心球；N—圆柱滚子~。（2）尺寸系列——表示轴承在结构、内径相同的条件 下具有不同的外径和宽度，基本代号右起三、四位。 宽度系列——右起第四位——某些宽度系列（主要 为0系列和和正常系列）代号可省略，直径系列—— 右起第三位——相同内径，不同直径系列轴承的尺 寸对 （3）轴承的内径——基本代号右起一二位数字。 a) d=10， 12， 15， 17mm时 代号00 01 02 03 b) 内径d=20~480mm，且为5的倍数时 代号=d/5或d=代号×5(mm) (c) d<10mm，或d>500mm，及d=22，28，32mm时 代号/内径尺寸（mm） 2、前置代号、后置代号 前置、后置代号是轴承在结构形状、尺寸、公差、技术要求等有改变时，添加的补充代号。 前置代号用字母表示，用以说明成套轴承部件的特点，一般轴承无需作此说明，则前置代号可以省略。 后置代号用字母和字母—数字的组合来表示，按不同的情况可以紧接在基本代号之后或者用“－”、“/”符号隔开，其含义见轴承代号表格所示。例：6206：（从左至右）6深沟球轴承；2尺寸系列代号，直径系列为2，宽度系列为0（省略）；06为轴承内径30mm；公差等级为0级。 32315E：（从左至右）3为圆锥滚子轴承；23为尺寸系列代号，直径系列为3、宽度系列为2；15为轴承内径75mm；E加强型；公差等级为0级。 二、滚动轴承的类型选择 应根据轴承的工作载荷（大小、方向和性质）、转速高低、支承刚性、安装精度、结合各类轴承的特性和应用经验进行综合分析，确定合适的轴承。几条基本原则： 1） n高，载荷小，要求旋转精度高→采用球轴承 n低，载荷大，或有冲击载荷时→采用滚子轴承 2） 主要受径向载荷Fr时→用向心轴承主要受轴向载荷Fa，n不高时用推力轴承同时受Fr和Fa均较大时——可采用角接触球轴承7类（n较高时）或圆锥滚子轴承3类（n较低时） 3）当轴的刚性较差或轴承孔不同心时宜用调心轴承。 4）为便于装拆和间隙调整，可选用内、外圈不分离的轴承。 5）6、7两种轴承一般应成对使用，对称安装。 §11.6滚动轴承的寿命计算一．失效形式和设计准则 1、疲劳点蚀 在安装、润滑、维护良好的条件下，滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内、外圈滚道上的点蚀破坏。当轴承不回转、缓慢摆动或低速转动时，一般不会产生疲劳损坏。但过大的静载荷或冲击轴承将产生较大的塑性变形，从而导致轴承失效。 由于滚动轴承的正常失效形式是点蚀破坏，所以对于一般转速的轴承，轴承的设计准则就是以防止点蚀引起的过早失效而进行疲劳点蚀计算，在轴承计算中称为寿命计算。 对于不转动、摆动或转速低的轴承，要求控制塑性变形，应作静强度计算二、滚动轴承的基本额定寿命和基本额定动载荷 轴承的寿命就是：滚动轴承在点蚀破坏前所经历的转数（以106r为单位）或小时数。 基本额定寿命：一组在相同条件下运转的近于相同的轴承，按有10%的轴承发生点蚀破坏，而其余90%的轴承未发生点蚀破坏前的转数L10（以106r为单位）或工作小时数Lh。 基本额定动载荷：是指轴承的基本额定寿命恰好为106r时轴承所能承受的载荷值。用符号Cr表示。 三、滚动轴承的当量动载荷P 将实际载荷转换为作用效果相当并与确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的假想载荷，该假想载荷称为当量动载荷P 在当量动载荷P作用下的轴承寿命与实际联合载荷作用下的轴承寿命相同。 1．对只能承受径向载荷R的轴承（N、NA轴承）P=R 2．对只能承受轴向载荷A的轴承（推力球（5）和推力 滚子（8））P=A 3．同时受径向载荷R和轴向载荷A的轴承P=XR+YA X—径向载荷系数，Y—轴向载荷系数，X、Y—见表11-8 四、滚动轴的寿命计算公式 载荷与寿命的关系曲线方程为： =常数 = 3-球轴承 = 10/3 滚子轴承 根据定义： ，P=C（轴承所能承受的载荷为基本额定功载荷）有： （106r） 按小时计算： （h） 五、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷的计算 对于向心推力轴承而言，在承受径向载荷时，要派生出轴向力。其方向与安装有关图a所示的为背对背安装，也称为反装。图b的为面对面安装，也称为正装。 相应的派生轴向力可以由下表所列的计算公式求出 当在轴上作用有外载轴向力时，我们如果把派生轴向力的方向与的方向相一致的轴承记作2，另一端的轴承记作1 1．当 时，因为轴承的位置已经确定，轴不可能窜动，所以在轴承1的内部也必然由外圈通过滚动体对轴施加一个轴向平衡反力。所以，轴承1实际承受的轴向载荷为： ；轴承2实际承受的轴向载荷为： 2．当 时，同上分析可以知道： ， 六．滚动轴承的静载荷轴承工作在低速重载工况下，破坏的形式主要是滚动体接触表面上接触应力过大而产生永久的永久变形。这时，我们就需要按照轴承静强度来选择轴承尺寸。 基本额定静载荷C0——受载最大的滚动体与滚道接触处 中心处引起的接触应力达到一定值时的静载荷。按静载荷选择轴承的公式为：式中S0为轴承静载荷强度安全系数，P0为当量静载荷 §11.7 滚动轴承组合设计一、滚动轴承的轴向固定 1、双支撑单向固定（两端固定式） 利用轴肩和端盖的挡肩单向 固定内、外圈，每一个支撑只能 限制单方向移动。主要用在两个对 称布置的角接触球轴承或圆锥滚子 轴承的情况，考虑温度升高后轴的 伸长，为使轴的伸长不致引起附加应力，在轴承盖与外圈端面之间留出热补偿间隙c＝0.2～0.4mm。游隙的大小是靠端盖和外壳之间的调整垫片增减来实现的 2、单支撑双向固定式（一端固定、一端游动） 对于工作温度较高的长 轴，受热后伸长量比较大， 应该采用一端固定，而另 一端游动的支撑结构。作 为固定支撑的轴承，应能 承受双向载荷，故此内、 外圈都要固定。 3、两端游动 使轴能左右双向游动以自动补偿轮齿左右两侧螺旋角的制造误差，使轮齿受力均匀，采用圆柱滚子轴承，靠滚子与外圈间的游动来实现。 二、滚动轴承位置的调整 1、轴承间隙的调整 1）调整垫片：靠加减轴承盖与机座之间的垫片厚度来 调整轴承间隙的 2）调节螺钉：用螺钉1通过轴承外圈压盖3移动外圈的位置来进行调整的。调整后，用螺母2锁紧防松。 三、滚动轴承的配合及拆装 1、滚动轴承的配合 滚动轴承的配合是指内圈与轴径、外圈与座孔的配合，轴承内孔与轴径的配合采用基孔制，就是以轴承内孔确定轴的直径；轴承外圈与轴承座孔的配合采用机轴制，常用的配合有n6、m6、k6、js62、 2、滚动轴承的装配与拆卸 要求：1）压力应直接加于配合较紧的套圈上；2）不允许通过滚动体传递装拆力；3）要均匀施加装拆力——严禁重锤直接敲击 安装方法： 1）用软锤均匀敲击套圈装入； 2）压力机压入（较大的轴承）。拆卸时： 1）压力机压出轴颈； 2）轴承拆卸器将内圈拉下。轴肩高度应 低于轴承内圈高度。EY3红软基地

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