1、疲劳曲线3-1 材料的疲劳强度交变应力的描述： m平均应力； a应力幅值 max最大应力； min最小应力r 应力比（循环特性 ）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= m- a m+ a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 表示 材料 对称循环弯曲疲劳极限 -1与 零件 对称循环弯曲疲劳极限 -1e的比值，即在不对称循环时， 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
2、的直线 ADG 按比例 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 -1e= -1 。(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 bh由轮毂长度 选键
3、长 L（系列值）轮毂长度 L（ 1.5 2） d6-1 键 联 接 类型选择 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。： 拉力 F1 F2，弹性变形 ，轮 1： bc带： bc 即带在带轮上发生了相对滑动使得： V带 dmin。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
4、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 表示：传动比 或4）后果： a 、 v轮 2 v轮 1， i不准确 ； b 、 ；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-） 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
5、：由（ 8-11）得 V带的疲劳强度条件为：8-3 普通带传动的设计计算 1-b1-c 式 (8-16)由式（ 8-7） （ 8-8）得： Fec=F1 1- e -1f1（ ）= 1A 1- e -1f1（ ） （ 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：平均传动比：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： 1=const时，时， 2、 v是变化的。是变化的。假设：紧边在传动时总是处于 水平位置 。 水平分速度 ,即 链速链速 ,使链条前进 ,传递
6、功率传递功率 。 垂直分速度 ,使链条上下移动 ,消耗功率消耗功率 。主动轮 ：在某一时刻，销轴的圆周速度为 。9 4 链传动的 工作情况分析（二）链传动的动载荷1、 由于 v、 2周期性变化 惯性力 附加动载荷链的加速度：时：pz1a 动载荷 可见： n1 19 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 = J R2 d2 dt（二）链传动的张紧张紧目的： 不决定工作能力不决定工作能力 ，决定 垂度大小。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、 紧边在上紧边在上 。2、两轮中心线最好水平，
7、或与水平面 45 夹角，尽量 避免垂直布置避免垂直布置 ；加加张张紧紧轮轮两两轮轮错错开开（一）链传动的布置（表 9-8）1、 两轮两轮 回 转面应在 同一铅垂面同一铅垂面 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 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 H设计，按 F校核硬齿面：与软齿面相反， 按 F设计，校核 H。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：
8、轮齿折断、磨粒磨损，按 F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 大尺寸（ d 400） 铸造毛坯 中等尺寸 锻造毛坯 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
9、径为 1、 2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L综合曲率半径 O1O2N1N2Cd1d221代入上式：式中 ： 啮合角将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= bZ2重合度系数 Z= 4- 3式中 ： 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
10、， 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：接触线长度 ，承载能力 ，传动平稳性 Fa ，轴承负荷 Fa ，轴承设计复杂，支承尺寸 加工困难 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=8
11、20普通蜗杆传动的参数与尺寸 24、导程角 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 b2（交错角为 90） 式中， pZ 蜗杆导程（参图），pZ=z1pa， pa为蜗杆轴向齿距。5、传动比 i= u蜗轮齿数主要取决于传动比，即 z2= i z1 。 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111-5 普通蜗杆传动的效率、润滑及热平衡计
12、算由于轴承摩擦损耗和溅油损耗较小，故取 23=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。=（ 0.95 0.96） tantan(+v）效率与蜗杆头数的大致关系为：蜗杆头数 总 效 率 0.70 0.80 0.90 0.95 ， ，但加工困难，一般去 max=26 27 时，蜗杆传动具有自锁性，但效率很低（ 50%） 普通蜗杆传动的效率润滑与热平衡 411-5 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；普通蜗杆传动的效
13、率润滑与热平衡 411-5 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；普通蜗杆传动的效率润滑与热平衡 511-5 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。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 、载荷角 ）（图 13-3c） 现常用的各类滚动轴承的性能、特点参表 13-1. 类
14、型选择 213-3 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。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）
15、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
16、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 例 1： 试判断轴承的松紧端及轴向载荷。（ 1） FS1=2500N， FS2=1800N， FA=500NFA1 2FS1 FS2松 紧（ 2） FS1=1700N， FS2=2200N， FA=600NFS2FS1 FA1 2紧 松正装（面对面）反装（背对背） Fa1=FS1=2500NFa2=Fa+FS1=500+2500=3000N
