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机械设计知识点总结(3)

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  263.    4螺纹连接件的许用应力[σ]=σs/S σs-材料的屈服极限或者强度极限 S-安全系数
  264.    四:提高螺纹连接强度的措施
  265.    1降低影响螺栓疲劳强度的应力幅
  266.    Cb/(Cm+Cb)应尽量小些①为了减小螺栓的刚度Cb可适当增加螺栓的长度②为了增大被连接件的刚度,可以不用垫片或者采用刚度较大的垫片
  267.    2改善螺纹牙上载荷分布不均的现象①常采用悬置螺母,减小螺栓旋合段本来受力较大的几圈螺纹牙的受力面积或采用钢丝螺套
  268.    3减小应力集中的影响①可以采用较大的圆角和卸载结构或将螺纹收尾改为退刀槽
  269.    4采用合理的制造工艺方法①采用冷镦螺栓头部和滚压螺纹的工艺方法可以显著提高螺栓的疲劳强度,这是因为不仅可以降低集中应力,而且不切断材料纤维,金属流线的走向合理及冷作硬化效果使表面有残余应力,此外采用氮化,氰化,喷丸等处理
  270.    五:键
  271.    键连接的主要类型:平键连接,半圆键连接,楔键连接和切向键连接
  272.    根据用途不同平键可分为:普通平键,薄型平键(静连接),导向平键和滑键(动连接) 按构造分:圆头(A型),平头(B型),单圆头(C型)
  273.    键的选择原则:类型选择和尺寸选择两方面 类型选择应根据键连接的结构特点,使用要求和工作条件选择  尺寸选择应按照符合标准规格和强度要求来取定,键的尺寸为截面尺寸(键宽b*键高h)与长度L,截面尺寸b*h由轴的直径d由标准中选定,键的长度L一般可按轮毂的长度而定,即键长L≦轮毂长度,而导向平键则按轮毂的长度及滑动距离而定一般轮毂长度L’≈(1.5-2)*d
  274.    六:平键连接强度计算 失效形式:工作面被压溃 对于导向平键或者滑键连接失效形式工作面的过度磨损
  275.    普通平键强度计算σp=2*T*1000/(kld)≦[σ]
  276.    导向平键或者滑键强度计算 p=2*T*1000/(kld)≦[p]
  277.    T-传递的扭矩T=F*y≈F*d/2 n*m
  278.    k-键与键槽轮毂的接触高度 k=0.5h 此处h为键高 mm
  279.    l-键的工作长度mm 圆头平键l=L﹣b 平头平键l=L L为键的公称长度 b为键宽 mm
  280.    [σ] [p]-分别键 轴 轮毂三者中最弱材料的许用应力 Mpa
  281.    花键分外花键和内花键组成,花键是平键连接在数目上的发展
  282.    与平键相比的优势①受力均匀②轴和毂的强度削弱较少③齿数多接触面积大,承受荷载大④轴上零件和轴的对中性较好⑤导向性好⑥可用磨削方法提高精度和连接质量 缺点:应力集中仍存在,加工成本高,花键连接适用于定心精度高,荷载大或经常滑移的链接按齿形不同分为矩形花键和渐开线花键
  283.    七:带传动是一种挠性传动,基本组成零件为带轮和传动带
  284.    按工作原理不同分为:摩擦型(又按横截面面积形状不同分为平带传动,圆带传动,V带传动,多楔带传动)和啮合型带传动
  285.     V带传动材料:包括顶胶,抗拉体,底胶和包布
  286.    根据抗拉体不同分为帘布芯V带和绳芯V带
  287.    带传动受力分析:紧边拉力F1,松边拉力F2,不工作时初拉力F0 F1+F2=2F0
  288.    传动带工作面上总摩擦力Ff=F1-F2
  289.    带的有效拉力Fe=Ff=F1-F2
  290.    有效拉力Fe与带传动传递功率P关系 P=Fe*v/1000 单位kw N m/s
  291.    得到F1=F0+Fe/2
  292.      F2=F0-Fe/2
  293.    带传动初拉力F0>正常工作时的最小初拉力(F0)min
  294.    为了保证带传动的正常工作首先需要满足传递功率要求至少具有的总摩擦力和与之对应的最小初拉力
  295.    带的弹性滑动和打滑
  296.    八:带传动的参数选择
  297.    ①中心距a 中心距大,可以增加带轮的包角α,减少单位时间内带的循环次数,有利于提高带的寿命。但是中心距过大,会加剧带的波动,降低传动的平稳性,同时增大了带传动的整体尺寸,中心距小则有相反的利弊,一般初选中心距0.7(d1+d2)≦a0≦2(d1+d2) mm
  298.    ②传动比i 传动比大,会减小带轮的包角。当带轮的包角减小到一定程度,带轮就会打滑,从而无法传递规定的功率,因此一般传动比i≦7 推荐i=2~5
  299.    ③带轮的基准直径
  300.    在带传动需要传递的功率给定下,减小带轮的直径,会增大带传动的有效拉力,从而导致V带的根数增加,这样不仅增大了带轮的宽度而且增大了荷载在V带之间分配的不均匀性另外直径的减小增加了带的弯曲应力,为了避免应力过大,小带轮的基准直径不宜过小,一般保证基准直径≧最小基准直径
  301.    ④带速v 当带传动功率一定时,提高带速v可以降低带传动的有效拉力,相应的减少带的根数或者带的横截面积,总体上减少带传动的尺寸,但是提高带速,也提高了V带的离心应力增加了单位时间内带的循环次数,不利于提高带传动的疲劳强度和寿命,降低怠速则有相反的利弊, 由此带速不宜过高或过低 一般v=5~25m/s 最高带速<30 m/S
  302.    带轮的结构形式:轮缘,轮辐,轮毂组成
  303.    九:V带轮的轮槽 与选用的V带的型号相对应 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形,使V带工作面的夹角发生变化,为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合,将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40°
  304.     V带安装到轮槽中以后,一般不应超出带轮外圆,也不应与轮槽底部接触,为此规定轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度hamin和hfmin
  305.    轮槽工作表面的粗糙度为1.6或3.2
  306.    九章:链传动 挠性传动由链条和链轮组成 通过链轮轮齿和链条链节的啮合来传递动力
  307.    ①与摩擦型带传动相比,无弹性滑动和打滑现象,准确的平均传动比,传递效率高,径向压力小,整体尺寸小,结构紧凑,同时能在潮湿和高温条件下工作
  308.    ②与齿轮传动相比 链传动的制造和安装精度要求较低,成本低,在远距离传动时,其结构比齿轮传动要轻便的多
  309.    链传动的缺点:只能实现平行轴间链轮的同向传动,运转时不能保持恒定的瞬时传动比,磨损后易发生跳齿,工作时有噪声,不宜用在载荷变化很大,高速,急速反向的传动中。
  310.    链条按用途不同分为传动链,输送链,起重链。又可分为滚子链,齿形链(无声链)等
  311.    链的传动速度平均速度v=z1n1p/(60*1000)=z2n2p/(60*1000)
  312.    z1 z2--表示主从动轮的齿数
  313.    n1 n2--表示主从动轮的转速 r/min
  314.    因为β是变化的,所以即使主动链轮转速恒定,链条的运动速度也是变化的,当β=正负180°/z1时,链速最低,当β=0°时链速最高,链速变化呈周期性,链轮每转过一个链节,对应链速变化的一个周期,链速变化的程度与主动链轮的转速n1和齿数z1有关。转速越高,齿数越少,则链速变化范围越大。
  315.    可见链传动的瞬时传动比是变化的,链传动的传动比与链条绕在链轮上的多边形特征有关,故将以上现称为链传动的多边形效应。
  316.    十:链传动的失效形式①链的疲劳破坏 成为决定链传动承载能力的主要因素②链条铰链的磨损 结果使得链节距增大,链条总长度增加,从而使链的松边垂度发生变化,同时增大了运动的不均匀性和动荷载,引起跳齿。③链条铰链的胶合 一定程度上限制了链传动的极限转速
  317.    十一:齿轮传动  主要特点:①效率高②结构紧凑③工作可靠寿命长④传动比稳定
  318.    齿轮传动的失效形式①轮齿折断 为了提高抗折断能力采用的措施 1)增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法减小齿根应力集中2)增大轴及支撑的刚性,使轮齿接触线上受荷载均匀3)采用合适的热处理加工方法使齿芯材料具有足够的韧性4)采用喷丸,滚压等工艺措施对齿根表面进行强化处理 ②齿面磨损 避免齿面磨粒磨损的最有效方法:采用闭式齿轮传动③齿面点蚀 (闭式齿轮常见失效形式)提高齿轮材料的硬度可以增强齿轮抗点蚀的能力④齿面胶合 加强润滑措施或者在润滑油中加入极压添加剂均可减轻胶合⑤塑性变形 分为滚压塑变和锤击塑变 采用较高粘度的或者添加极压添加剂的润滑油均可减缓塑性变形
  319.    提高齿轮对上述失效形式的能力还可以减小齿面粗糙度,适当选配主从动齿轮的材料及硬度,进行适当的磨合,以及选用合适的润滑剂及润滑方法等
  320.    十二:齿轮传动的计算荷载
  321.    沿齿面接触线单位长度上的平均荷载p(N/mm)为 p=Fn/L
  322.    Fn-作用于齿面接触线上的法向荷载 N
  323.    L -接触线长 mm
  324.    实际计算中应计算荷载Pca=K*p=K*Fn/L
  325.    K-载荷系数
  326.    载荷系数K=Ka*Kv*Kα*Kβ
  327.    Ka-使用系数
  328.    Kv-动载系数
  329.    Kα-齿间载荷分配系数
  330.    Kβ-齿向载荷分配系数
  331.    标准直齿轮计算
  332.    Ft=2*T1/d1
  333.    Fn=Ft/cosα
  334.    T1--传递的转矩 N*mm
  335.    d1--节圆直径(分度圆直径) mm
  336.    α--啮合角 α=20°
  337.    十三:齿根弯曲疲劳强度计算
  338.    齿轮在受载时,齿根所受的弯矩最大,因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱
  339.    单位齿宽(b=1)时齿根危险截面的弯曲应力为
  340.    σ1=M/W=Pca*cosγ*h/(1*S*S/6)=6*Pca*cosγ*h/(S*S)取h=Kh*m S=Ks*m
  341.    m--模数 m=d1/z1
  342.    b--齿宽
  343.    对直齿轮齿宽b就是齿面接触线长L
  344.    得σ1=K*Ft/(b*m)*{6*Kh*cosγ/(cosα*Ks*Ks)}=K*Ft/(b*m)*Yfa
  345.    齿形系数 Yfa={6*Kh*cosγ/(cosα*Ks*Ks)}查表知
  346.    校核计算公式:
  347.    校正 弯曲应力σ2=σ1*Ysa=K*Ft/(b*m)*Yfa*Ysa≦[σf]
  348.    Ysa--应力校正系数
  349.    令齿宽系数 Φd=b/d1
  350.    σf=2*K*T1*Yfa*Ysa/(Φd*m3*z1*z1)≦[σf]
  351.    得到m≧{2*K*T1*Yfa*Ysa/[σf]/Φd    /z1/z1}1/3
 

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