蜗杆传动
蜗杆的分度圆直径:d1( d1= q·m )
失效形式:蜗轮磨损、胶合、点蚀;蜗杆刚度不足。
tanz1mz1m
d1d1中间平面 — 包含蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面
传动啮合效率η1 : 蜗杆主动:1tan(v)tan蜗轮主动:1
tantan(v)v1 cos相对滑动速度:vs蜗杆传动的正确啮合条件:mx1mt2m 蜗杆直径系数:q = d1 / m q与导程角γ之关系:tgx1t212
z1px1z1mz1 d1d1q蜗杆头数 z
1、蜗轮齿数 z2 及传动比 i
i = n1/n2 = z2/z1
z2 = i z1=28 ~ 100 当要求传动比大或要求自锁时,z1=1,但 z1 少,效率低
为避免根切或传递功率较大时,z1=
2、
4、6, z1 过多,制造困难 蜗杆传动中的作用力:Ft22T2Fa1 Fa1Ft2tanFt1 d2
Fr2FnsinnFt2tanFr1链传动
链传动的主要失效形式:
1、链条疲劳破坏
链的疲劳强度是决定链传动能力的主要因素
2、链的铰链磨损
开式链传动的主要失效形式
3、链条铰链胶合
限定了链传动的极限转速
4、链条冲击破断
5、链条过载拉断
6、链轮轮齿的磨损或塑性变形 链传动的运动特性
链传动的瞬时传动比在传动过程中是不断变化的,从而导致运动的不均匀性。只有当主、从动轮齿数相等,链条中心距正好是其节距的整数倍时,瞬时传动比才为常数。
链传动运动不均匀性及刚性链节啮入链轮齿间时引起的冲击,将引起动载荷。会形成连续不断的冲击、振动和噪声。这种现象称为“多边形效应”。
链条的节距越大,链轮齿数越少,转速越高,“多边形效应”越严重。
带传动
包角1180D2D1DD160 2180260 aaDD2DD12带长L LDm2a Dm1 2
22a中心距aLDm1(LDm)282 44带传动的应力分析:由紧边和松边拉力产生的拉应力;
紧边拉应力:σ1 = F 1/A
Mpa 松边拉应力:σ2 = F2 /A
MPa 由离心力产生的离心拉应力;
FCqv2离心拉力 Fc 产生的拉应力为:CAA由弯曲产生的弯曲应力
带弯曲而产生的弯曲应力σb
bEMPa
y r带横截面的应力为三部分应力之和
最大应力发生在 :紧边开始进入小带轮处: 带的弹性滑动与打滑的区别:
弹性滑动是由于带传动在工作时,两边拉力不同,而两边的伸长变形不同,造成带与带轮不能同步转动,而带与带轮轮缘之间发生相对滑动;打滑是由于工作载荷过大,是带传动传递的有效圆周力超过了最大值而引起的。 失效形式:打滑
疲劳破坏。
设计准则:在不打滑的条件下,具有一定的疲劳强度和寿命。 带传动可缓和冲击震动,布置在高速级。
齿轮传动
失效形式:轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形。 计算准则:
闭式软齿面齿轮传动: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。 闭式硬齿面齿轮传动: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。 开式齿轮传动: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。 高速重载齿轮传动:需校核齿面胶合强度。
直齿圆柱齿轮传动的受力分析:圆周力Ft2T1/d1法向力FnFt/cos径向力FrFttg
斜齿圆柱齿轮传动的受力分析:圆周力Ft2T1/d1径向力FrFttgn/cos
轴向力FaFttg法向力FnFt/cosncos
滚动轴承
滚动轴承的失效:疲劳点蚀 塑性变形 磨损、胶合、保持架断裂等
轴承寿命:轴承中任一元件 出现疲劳点蚀 前所经历的总转数或总工作小时数。
基本额定寿命:一批相同 的轴承,在相同的条件下运转,其中90% 的轴承不发生疲劳点蚀 前所经历的总转数或总工作小时数。 基本额定动载荷:规定轴承在 额定寿命 为 106 转 时,所能承受的最大载荷,用 C 表示。 当量动载荷:一假想载荷,与C 同类型,它对轴承的作用与实际载荷的作用等效。用P表 常用小时数表示轴承的额定寿命:L10h106C16770C 60nPnP滚动轴承的设计准则:
对于回转的滚动轴承:接触疲劳寿命计算和静强度计算。 对于摆动或转速很低的滚动轴承:只需作静强度计算。
对于高速轴承:除进行疲劳寿命计算外,还需校核极限转速nlim。
滑动轴承
滑动轴承的主要失效形式:轴瓦的胶合和磨损
形成动压油膜的必要条件:● 两摩擦表面必须形成楔型● 必须具有足够的滑动速度
● 润滑油必须从大口进小口出● 必须充满足够粘度的润滑油
径向滑动轴承
1、限制平均压强P p被挤出
F[p]dBMPa(17.2)避免过度磨损或在载荷作用下润滑油FdnFn[pv]限制轴承温升 dB60100019100Bdn[v] 避免轴瓦加速磨损
3、限制滑动速度v v601000
2、限制pv值 pv保证液体动力润滑的条件:最小油膜厚度hmin不能小于轴颈与轴瓦表面微观不平度之和
不完全液体润滑滑动轴承的设计计算 ◆失效形式:磨损、胶合
◆设计准则:保证边界膜不破裂。
◆校核内容: p ≤[p]、pv≤[pv]、v≤[v]
螺纹联接的拧紧和防松
拧紧力矩 T:T = T1+T2 0.2F\'d(N.mm)
T1 — 螺纹阻力矩
T2 — 螺母支承面摩擦阻力矩 控制预紧力的目的:
预紧力过大,会使联接超载
预紧力不足,可能导致联接失效 重要的螺栓应控制预紧力
1、受拉松螺栓联接(承受静载荷)
危险截面的强度条件:FF
[]MPaF—拉力dc—计算直径 1Adc2
42、受拉紧螺栓联接(承受静、变载荷) 1) 只受预紧力的紧螺栓联接 F′引起的拉应力:4F
2dc16Ftan(v)d2T1 引起的切应力:T2tan(v)d2/dc
2(d3)c拉、扭联合作用时,按第四强度理论:
22当量拉应力:3T1.3
强度条件:41.3F\'[]MPa 2dc2)受预紧力和工作载荷的紧螺栓联接 铰制孔用螺栓联接 剪切强度条件:4Fs[]2md挤压强度条件:pFR[p]dh
d — 螺栓杆受剪面直径h — 最小挤压高度
螺栓组联接的结构设计目的:合理确定螺栓组的布置方式及接合面的几何形状; 使各螺栓受力均匀,便于加工、装配。 受轴向力FQ的螺栓组联接
单个螺栓所受轴向工作载荷:FFQZ总拉力:F0
= F″+ F 强度校核公式为:41.3F0[]
dc2受横向力FR的螺栓组联接sFmzKfFRFKfFRsmz
拉伸强度条件:41.3F[]
dc2FR Z当用铰制孔用螺栓联接时Fs FR[P]dh4FS剪切强度条件:[]md2挤压强度条件:p受旋转力矩T的螺栓组联接
FkfTs(r1r2rz)
拉伸强度条件:41.3F[] 2dcTrmax
r12r22rz
22、受剪螺栓联接Fsmax受翻转力矩M的螺栓联接 受拉螺栓联接Fmax
Mrmax 222r1r2rz