江苏自考机械设计基础.docx
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江苏自考机械设计基础
第二篇机械设计
第一章螺纹联接及螺旋传动
按照平面图形形状螺纹分为:
普通螺纹(三角螺纹)/矩形螺纹/梯形螺纹及锯齿形螺纹等。
普通螺纹用于联接,其她三种重要用于传动。
依照螺旋线绕行方向,螺纹分为:
右旋和左旋。
机械中惯用是右旋螺纹。
区别办法:
沿螺纹轴线看,自下而上向右倾斜是右旋螺纹,自下而上向左倾斜是左旋螺纹。
依照螺旋线根数,螺纹可分为:
单线和多线螺纹。
单线螺纹自锁性好,多用于联接,也可用于传动,多线螺纹多用于传动。
螺纹重要参数:
(1)大径d与外螺纹牙顶(或内螺纹牙底)相重叠假想圆柱体直径。
普通为螺纹最大直径也就是螺纹公称直径。
(2)小径d1与外螺纹牙底(或内螺纹牙顶)相重叠假想圆柱体直径。
为螺纹最小直径。
(3)中径d2螺纹牙厚和牙间宽相等处假想圆柱直径。
(4)螺距P相邻两牙在中径线上相应两点间轴向距离。
同一公称直径普通螺纹,按螺距P大小分为粗牙螺纹和细牙螺纹。
(5)导程S同一条螺旋线上相邻两牙在中径线上相应两点间轴向距离。
S=nPn:
螺纹线数
(6)线数a螺旋线头数,L=a*P普通a≤4。
(7)牙型角α轴向截面内螺纹牙型相邻两侧边夹角。
三角型螺纹牙型角α=60°梯形螺纹牙型角α=30°
(6)螺纹升角ψ中径d2圆柱上,螺旋线切线与垂直于螺纹轴线平面夹角
用于联接螺纹普通为普通螺纹即三角形螺纹,以M表达。
螺纹联接自锁条件:
螺纹升角≤当量摩擦角
细牙螺纹长处:
升角小、小径大、自锁性好、强度高,缺陷:
不耐磨易滑扣。
应用:
薄壁零件、受动载荷联接和微调机构。
螺纹联接基本类型
1.螺栓联接普通螺栓联接/绞制孔用螺栓联接,用于被联接件不适当太厚,可以经常拆卸。
此外一端用螺母。
2.双头螺栓联接被联接件之一很厚,不便加工成通孔,又需要经常拆卸。
双头螺柱拆卸时不拧出
3.螺钉联接与双头螺柱联接相似,但不适当经常拆卸。
在零件上加工出螺孔。
4.紧定螺钉联接拧入后,运用杆末端顶住另一零件表面以固定零件相对位置,可传递不大轴向力或扭矩。
螺纹联接件种类:
螺栓、双头螺柱、螺钉、螺母、垫圈。
螺纹联接预紧和防松
螺纹联接在装配时普通都需要拧紧,这种联接称为紧螺栓联接;不需要拧紧联接称为松螺栓联接。
预紧力F’:
当螺栓联接拧紧时,虽然尚未受到工作载荷作用,但由于拧紧,已经受到拧紧力作用,这个拧紧力就叫预紧力。
螺栓联接预紧作用:
1.保证正常工作,防止联接松动,即保证工作中被联接件之间不产生间隙和滑移。
2.可增长联接刚度,提高传递载荷能力。
螺栓联接防松:
普通采用单线三角形螺纹,具备自锁性,故拧紧后普通不会松脱。
1.摩擦防松弹簧垫圈、对顶螺母(双螺母)、尼龙圈锁紧螺母
2.机械防松开口销与六角开槽螺母、圆螺母与止动垫圈、止动垫止
3.永久防松冲点法防松、粘合法防松
螺纹联接防松主线问题在于防止螺纹转动副发生相对转动。
螺纹联接强度计算
螺栓失效形式:
1)螺栓杆拉断;2)螺杆压溃和剪断;3)磨损滑扣。
松螺栓联接----工作前不拧紧,无预紧力,只能承受轴向工作载荷F。
吊钩螺杆。
也许发生失效形式为螺栓杆断裂。
其危险截面在螺纹小径d1处。
强度条件为:
MPa→验算用或
(mm)(设计用)→定公称直径d
式中:
d1:
螺杆危险截面直径(mm)[σ]:
许用拉应力N/mm2(MPa)F:
轴向工作载荷
紧螺栓联接——工作前有预紧力
①受横向工作载荷紧螺栓联接普通螺栓联接
特点:
杆孔间有间隙,靠拧紧后正压力(
)产生摩擦力来传递外载荷。
保证联接可靠(不产生相对滑移)条件为:
设所需预紧力为
:
接合面间摩擦系数;Z:
联接螺栓数;m:
结合面数;Kf:
可靠性系数,KS=1.1~1.3;
FR:
横向工作载荷(N);
:
预紧力(N)。
此时螺栓杆危险截面处,即受到由预紧力F’所产生拉应力作用,又受到在拧紧螺栓时螺纹副中摩擦力矩T1所产生扭转应力作用,因而螺栓处在拉、扭复合应力作用下,也许发生失效形式为螺栓杆断裂。
用第四强度理论进行计算可以得到,在对该种联接进行强度计算时,可将扭转应力记做拉应力30%。
[σ]:
紧螺栓联接许用拉应力。
强度条件验算公式:
设计公式为:
②受轴向工作载荷紧螺栓联接
F=FQ/Z=p(πD2/4)/ZF:
轴向工作载荷FQ:
螺栓组承受轴向工作载荷P:
压强D承压面积Z:
螺栓组中螺栓数
螺栓上总拉力:
:
剩余预紧力(N),
当载荷F无变化时,可取
;
当载荷F有变化时,可取
。
对紧密性有规定联接,可取
=(1.5~1.8)F
强度条件验算公式:
(MPa)设计公式:
(mm)→(公称直径)
螺栓机械性级别:
标记办法由圆点及其先后两某些数字构成。
点前数字为公称抗拉强度
,
点后数字为公称屈服点
与公称抗拉强度
比值(
)10倍,即
和10(
)。
如4.8级,则其材料
=400N/mm2
=4*8*10=320N/mm2
提高螺栓联接强度办法:
1.减少螺栓应力幅要使应力幅减小必要减少螺栓刚度和增长被联接件刚度。
减少螺栓刚度可采用弹性螺栓,如减小螺栓光杆某些直径、采用空心螺栓、增长螺栓长度等。
后者可以在被联接件中采用刚性大垫片。
2.改进螺牙间载荷分布常采用悬置螺母、环槽螺母,或将螺母材料选用软某些。
3.避免或者减小附加应力常采用凸台或沉头座等构造,经加工获得平整支撑面。
第二章带传动
带传动:
由积极轮1、从动轮2和紧套在二轮上传动带3构成。
依托带和带轮接触面间摩擦力来传递运动和力。
平带重新张紧办法:
1.调节电动机位置(变化中心距来张紧)
2.当中心距不能变化时,可以采用截断平带,重换接头办法。
或在松边内侧,接近大轮处安装一种张紧轮来张紧皮带。
3.应用皮带腊。
依照传动带截面形状不同,可分为:
1.平带内表面为工作面开口传动、交叉传动、半交叉传动
2.V带工作面为二侧面开口传动比平带摩擦力大,传递动力也大。
3.多锲带兼有平带和V带特点,用于高速和规定构造紧凑场合。
4.圆带只用于小功率传动
带传动特点和应用:
具备良好弹性并靠摩擦力工作
1.能缓冲和吸振,运营平稳无噪声。
2.过载时,带和带轮面间发生打滑,可防止其她零件损坏。
3.可合用于中心距较大传动。
4.构造简朴,制造和维护以便。
5.因有弹性滑动和打滑,不能保证精确传动比,对轴压力较大,带寿命较短。
带传动合用于规定传动平稳、传动比不规定精确远距离传动。
普通V带按截面尺寸由小到大分Y、Z、A、B、C、D、E七种型号。
V带楔角都是40°,为保证带与轮槽接触良好,增大摩擦力,其轮槽角
;32、34、36、38。
V带安装时V带底面与轮槽之间要留有间隙。
打滑:
若带所传递圆周力超过带与轮面间极限摩擦力总和时,带与带轮将发生明显得而相对滑动,这种现象称为打滑。
即将绕进积极轮一边,拉力由F0增长到F1,称为紧边。
而另一边带拉力由F0减小到F2,称为松边。
二边拉力差称为带传动有效拉力,也就是带所传递圆周力F。
F=F1–F2=1000P/vv:
带速(m/s)P:
名义传动功率(/KW)
V带即将打滑时,欧拉公式:
F1/F2=eμα
F1+F2=2F0假设带工作时总长度保持不变,则带紧边拉力增量等于松边拉力减量。
F=2F0(eμα-1)/(eμα+1)
增大初拉力,增大摩擦系数和增大包角都可以提高带传动工作能力。
二个带轮直径不同步,带在小带轮上弯曲应力比大带轮上大。
打滑普通发生在小带轮。
带传动中受变应力作用,会发生疲劳破坏,最大应力发生在紧边进入小带轮处,
其值为:
式中:
:
紧边拉应力,
:
离心应力,
:
小带轮处弯曲应力。
弹性滑动:
由于带弹性变形而引起带与带轮间相对滑动称为弹性滑动。
是由于紧边和松边拉力不等引起。
弹性滑动是带传动中固有特性,是不可避免。
而打滑是由于过载引起,可以避免。
带传动中带速不是常数,传动比也不是常数。
普通V带传动设计计算
在多级减速系统中,带传动在传动系统中设计位置为宜在高速级。
带传动失效形式和计算准则:
失效形式:
打滑和疲劳破坏;
设计准则:
保证带在工作中不打滑,并且具备足够疲劳强度和寿命。
普通V带设计中,限制小带轮直径是为了限制小带轮包角。
带基准直径越小,带所产生弯曲应力越大。
问:
在带传动设计时,如遇包角太小或带根数过多如何解决?
答:
增大小带轮直径。
问:
在普通传动系统中,为什么电机背面紧跟着是带传动,然后才是其他传动?
答:
由于带传动用于高速级传动,电机输出转速普通较高。
然后才是齿轮传动、链传动等。
第三章链传动
链传动:
由积极链轮1、从动链轮2和链条3构成。
依托链条链节与链齿啮合来传递运动和力。
链传动与带传动相比特点:
链传动为具备中间扰性件啮合传动,与带传动相比木有弹性滑动和打滑现象,因而能得到精确平均传动比。
链传动不需要诸多初拉力,因而对轴压力小,构造较紧凑,可在高温、油污等恶劣环境下工作,但其传动平稳性差,瞬时速度不均匀,工作时有噪音,制导致本高,重要用于平行轴间中心距较大低速传动。
机械中传递动力传动链重要有套筒滚子链和齿形链。
链节数应取偶数,若为奇数,则需采用过渡链片联接,过渡链片链板受附加弯矩作用,因此尽量避免取奇数。
节距P:
相邻二滚子外圆中心距离。
节距增大,链条中各零件尺寸也增大,传递功率也增大。
多变形效应:
链条进入链轮后形成折线,因而链传动相称于一对多变形轮之间传动。
边长相称于节距P,边数等于链轮齿数Z。
链条链速和传动比都是平均值。
事实上,瞬时链速和瞬时传动比都是变化。
虽然积极链轮转动角速度ω1为常数,瞬时链速和瞬时传动比都是作周期变化,这种由于多边形啮合传动而引起传动速度不均匀性称为多边形效应。
多边形效应重要体当前二个方面:
1.链传动中浮现链速不均匀和瞬时传动比不为常数,导致运动不平稳,而小齿轮齿数越少,平稳性越差。
2.链条工作过程中产生动载荷,使链传动时浮现振动和噪音,齿数越少、节距越大、转速越高,附加动载荷越严重。
因而,链传动不适当在高速级。
采用较小节距p,较多齿数Z和减小链速v,对于减少链传动运动不均匀性和动载荷有利。
(将多边形接近于圆)
链传动失效形式:
链板疲劳破坏/链条铰链磨损/销轴与套筒胶合/冲击破断/静强度拉断
链传动重要失效形式是:
疲劳破坏和胶合。
链传动重要参数选取:
1.为了提高传动平稳性,小链轮齿数不适当过少,其至少齿数为17.
2.大链轮齿数≤120。
3.链节数取偶数,为了磨损均匀,链轮齿数宜取奇数。
4.设计时尽量选用小节距链条,高速重载时选用小节距多排链。
链轮传动应使紧边在上,松边在下,带传动与之相反,紧边在下,松边在上。
链传动中,二链轮传动平面应当在同一平面内。
二轴线必要平行。
第四章齿轮传动
齿轮传动分为:
开式传动(润滑良好、适于重要应用)和闭式传动(裸露、灰尘、易磨损,适于低速传动)。
齿轮传动失效形式重要体现为轮齿失效:
1轮齿折断;过载折断和疲劳折断普通发生在轮齿根部。
轮齿受到弯曲应力是变应力,按脉动循环变应力变化。
2齿面点蚀;疲劳点蚀一方面发生在节线附近齿根面上。
重要发生在闭式软齿面传动。
3齿面磨损;包括磨料磨损和跑合磨损。
4齿面胶合;高速重载下引起局部温度高,润滑失效,齿面直接接触,软齿面顺滑动方向直接被撕下。
5塑性流动。
齿轮传动设计准则:
1.对于闭式齿轮传动,重要发生轮齿折断、齿面点蚀及齿面胶合。
设计按齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行,设计主参数是模数m。
2.对开式齿轮传动,重要发生轮齿折断和齿面磨损,设计时仅按齿根弯曲疲劳强度进行,用增大模数以考虑磨料磨损影响。
设计主参数是分度圆直径d。
二种设计计算都按小齿轮受力设计。
渐开线齿轮齿廓曲线形状取决于基圆。
齿轮最惯用材料是钢,另一方面为铸铁,尚有非金属材料。
锻钢齿轮按齿面硬度可分为二种:
1.软齿面齿轮(齿面硬度≤350HB)调质和正火得到软齿面
2.硬齿面齿轮(齿面硬度>350HB)淬火或渗碳淬火得到硬齿面
采用软齿面齿轮传动时,小齿轮齿面硬度应比大齿轮高;
当采用硬齿面齿轮传动时,可取大、小齿轮硬度值相似。
轮齿受力分析
直齿圆柱齿轮:
Fn:
法向载荷,沿作用点齿廓法线方向,与Ft之间夹角为α角。
Fr:
径向力,指向轴心。
Ft:
圆周力,对于积极轮是阻力,与转动方向相反;
对于从动轮是驱动力,与转动方向一致。
圆周力:
Ft=2T1/d1径向力:
Fr=Ft*tgα法向力:
Fn=Ft/cosα
T1:
小齿轮转矩d1:
小齿轮分度圆直径α:
压力角20°
对于直齿圆柱齿轮,只受到径向力Fr和圆周力Ft。
斜齿圆柱齿轮:
与直齿轮相比,由于法向力Fn是一种空间力,因此多一种轴向力Fa。
轴向力方向总是平行于轴线。
斜齿轮轴向力Fa据转向和螺旋线方向来定,在积极轮上,可用左(右)
手法则鉴定:
左旋用左手,右旋用右手,用手四指抓住轴线,四指弯曲
方向表达齿轮旋转方向,大拇指指向就是积极轮上所受轴向力Fa1方向;
从动轮上轴向力Fa2积极轮上Fa1大小相等,方向相反。
二个啮合传动斜齿轮转动方向相反。
圆周力Ft和径向力Fr方向判断与直齿圆柱齿轮相似。
圆周力:
Ft=2T1/d1径向力:
Fr=Ft*tgαn/cosβ轴向力:
Fa=Ft*tgβd1=mnZ1/cosβ
T1:
小齿轮转矩d1:
小齿轮分度圆直径αn:
20°β:
分度圆螺旋角
斜齿圆锥齿轮:
圆周力Ft、径向力Fr方向拟定同直齿圆柱齿轮,轴向力Fa分别指向各自大端。
圆周力:
Ft=2T1/dm1径向力:
Fr=Ft*tgα*cosδ轴向力:
Fa=Ft*tgα*sinδ
Ft1=Fa2Fa1=Ft2
T1:
小齿轮转矩
dm1:
小齿轮齿宽中点处分度圆直径
α:
20°
δ:
锥齿轮分度圆圆锥角
考虑齿轮减速器在制造安装时误差,以及保证传动时两轮接触宽度,取大齿轮宽度b2比小齿轮宽度b1小5~10mm。
1.齿根弯曲疲劳强度计算是为了防止齿轮轮齿疲劳折断,因此应当使齿根弯曲应力≤许用弯曲应力。
齿形系数YF大小与齿形状关于而与模数m无关。
齿数越多,YF就越小,齿根弯曲应力
就越小。
轮齿齿根弯曲强度校核公式:
(N/mm2),
YFS——复合齿形系数,b齿宽,d1小齿轮分度圆直径,Z1小齿轮齿数,m模数,T1小齿轮扭矩,K载荷系数。
由上式可知:
m增大,
变小,
增大,即增大模数m,齿根弯曲疲劳强度增长。
越小(或
越大),强度越弱,计算时取小
带入计算才干保证强度规定。
。
2.齿面接触疲劳强度计算是为了防止齿轮轮齿表面点蚀失效,因此应使齿面上最大接触应力≤许用接触应力。
一对齿轮传动时,两轮接触应力
,而允许应力普通不等
。
一对齿轮中,
越小,强度越弱,因此取小带入计算。
只要保证强度较弱齿轮满足规定,就可保证一对齿轮正常工作。
斜齿圆柱齿轮传动与直齿圆柱齿轮传动相比,其稳定性好,故惯用于高速级。
直齿圆锥齿轮也布置在高速级。
第五章 蜗杆传动
蜗杆传动特点:
普通以蜗杆为积极,与之匹配称为蜗轮。
长处有:
1.传动比大,构造紧凑。
2.传动平稳,噪音小。
3.蜗轮积极带动蜗杆时,容易实现自锁。
缺陷是:
传动效率低,滑动速度大,传动中发热、磨损严重。
蜗轮必要使用耐磨材料,如青铜制造。
蜗杆传动重要参数选取与计算
中间平面:
通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线平面称为中间平面;
在中间平面内,蜗杆齿廓与齿条相似,蜗轮齿廓为渐开线,故蜗杆传动相称于直齿齿条与渐开线齿轮啮合。
蜗杆传动重要参数和几何尺寸计算均以中间平面为基准。
蜗杆传动基本参数是中间平面模数m和压力角α,均取原则值。
α=20°
d1和m比值称为直径系数q。
q=d1/m
对的啮合条件:
中间平面内模数和压力角分别相等,以及蜗轮螺旋角和蜗杆导程角相等β2=γ,且两者旋向相似。
为了减少蜗轮滚刀数目,便于滚刀原则化,国标规定蜗杆分度圆直径d1为原则值。
蜗杆导程角γtgγ=Z1/q当q值越大,Z1越少时,γ越小,传动效率就越低,当γ=当量摩擦角,蜗杆传动就具备自锁性。
蜗杆头数Z1:
蜗杆螺旋线数,普通取1、2、4、6,。
若传动效率高,就规定导程角
大时,可取Z1多些。
规定自锁性好,取Z1=1。
蜗杆传动中心距a=(d1+d2)/2=m(q+Z2)由于d1≠mZ1,因此a≠m(Z1+Z2)/2,与齿轮传动不同。
蜗杆传动重要失效形式:
轮齿表面点蚀、胶合和磨损。
蜗杆传动设计准则重要是接触疲劳强度计算。
比较抱负蜗杆副材料是青铜和铜匹配。
蜗轮惯用材料是锡铸青铜,蜗杆惯用材料是碳钢和合金钢。
蜗杆传动强度计算
蜗杆传动受力方向判断:
先拟定径向力Fr方向,然后用左(右)手法则鉴定积极轮Fa1方向,
圆周力Ft2与Fa1大小相等方向相反,依照在积极轮上圆周力Ft1与运动方向相反拟定,
最后由于圆周力Ft1与Fa2大小相等方向相反,拟定Fa2方向。
蜗杆圆周力Ft1=蜗轮轴向力Fa2=2T1/d1
蜗杆轴向力Fa1=蜗轮圆周力Ft2=2T2/d2
蜗杆径向力Fr1=蜗轮径向力Fr2=Fa1tgα=Ft2tgα=(2T2/d2)tgα
T1/T2:
蜗杆、蜗轮上转矩且T2=T1i*η
蜗杆传动中,由于蜗杆材料和强度较蜗轮高得多,因而强度计算只对蜗轮轮齿进行。
第六章 轴和轴毂联接
依照轴在工作中承受载荷不同,轴分为传动轴、心轴和转轴三种。
传动轴——工作中只传递转矩,不承受弯矩或者弯矩很小轴,如汽车传动轴;
心轴——起支撑作用,承受弯矩而不传递转矩,如自行车前轴;
转轴——既要承受弯矩作用,又要承受转矩;如齿轮轴。
依照轴构造形状不同,轴分为光轴和阶梯轴。
依照轴轴线形状不同,轴可以分为直轴和曲轴。
轴构造及其应当满足基本规定:
改错题必考
1.制造安装规定2.轴上零件定位3.轴上零件固定4.减少应力集中
制造安装规定:
1.轴直径必要从端部到中心逐渐增大,有助于安装。
2.轴端和各轴段端部应当去锐边和倒角。
3.砂轮越程槽、螺纹退刀槽。
轴上零件定位:
1.轴肩定位零件,或者靠套筒定位零件。
2.为了保证轴上零件能靠紧定位面,轴肩圆角半径r必要不大于相配零件倒角C1或圆角半径R。
轴上零件固定:
1.轴向固定重要靠轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承盖和圆螺母。
要压紧零件端面,且以便拆卸。
2.周向固定大多采用销、过盈、键联接和花键联接。
减少应力集中:
1.阶梯轴轴肩处应采用过渡圆角,并且圆角半径不适当过小。
改错图常用错误:
1.键无法安装,零件上键槽未开通。
2.键槽位置开不适当,同一轴上键槽应当开在同一母线。
3.轴上键槽应当画成局部剖视。
4.轴承箱盖和轴之间必要有间隙,否则与轴摩擦。
转动件与静止件直接接触了。
5.轴承不用键做为周向固定。
6.轴承处应当有挡油环。
7.轴头长度应当短于轮毂,便于轮毂端面与其她零件接触起轴向固定作用。
8.轴上零件轴向和周向必要固定。
9.轴上键槽不能长于零件,必要略短。
10.圆锥滚子轴承安装时必要八字型。
不要安装反了。
11.角接触轴承不能单独使用,必要成对使用。
12.轴承与轴承座之间无调节垫片,轴承轴向间隙无法调节。
13.轴承内端轴肩高于轴承内圈,轴承无法拆卸。
14.轴上零件轴向/周向未固定。
15.轴承箱盖无密封件。
密封圈截面剖面应当是梯形不是矩形。
16.轴承脂润滑却没有挡油环。
17.箱体和轴承箱盖接触面背面粗精加工面没有分开。
18.齿轮无周向固定。
19.齿轮无安装基准。
20.键顶部不能和零件键槽底部相接触,要在画一条直线。
21.带轮轮缘太宽,应当减小轮宽。
重要错误集中在下面几种方面:
1.零件轴向和周向固定。
2.键槽长短、与否同一母线、键高度。
3.轴承调节垫片、轴承压盖密封环、轴承压盖与轴承箱体加工面后粗加工面应当与精加工面分开。
4.轴承正反,轴承挡油环,轴肩或套筒高度与否以便轴承拆卸。
角接触轴承与否成对使用。
5.与否有螺纹退刀槽、砂轮越程槽。
按扭转强度(或剪应力)估算轴径设计公式为
(mm)
没有考虑弯矩作用,只考虑了扭矩作用。
当量弯矩,
:
考虑循环特性而定折合系数。
计算中使用当量弯矩。
零件受载后会发生变形,这就是刚度问题。
轴毂联接:
最惯用键联接和花键联接。
用以实现轴和轮毂之间周向固定,并用以传递转矩。
键是原则件可分为:
普通平键、导向键、半圆键和锲键。
普通平键、导向键、锲键之间区别?
普通平键工作平面是侧面,楔键工作面为上、下表面;导向平键与普通平键联接不同之处是,它既可以实现轴毂零件周向固定,义可使轴上零件能沿键在轴上移动,它属于动联接,如齿轮变速箱中滑移齿轮与轴联接。
平键工作面:
键与键槽贴附二个侧面为键工作面。
键顶部与键槽槽底面之间必要留有间隙。
靠键自身抗挤压承载工作。
普通平键规格宽度b和高度h,可按轴径d从原则中查得。
键长度L普通应略不大于轴上轮毂零件宽度,并按键原则长度系列选用。
普通平键是侧面挤压和剪切状态下工作。
重要失效形式是挤压面压溃。
挤压强度条件为:
(记住公式)
T:
转矩d:
轴径h:
键高度l:
键工作长度σp:
许用应力
若一种键联接强度不够,可采用两个键按180°布置,双键联接导致载荷分布不均匀性,在强度计算时,只按1.5个键计算。
楔键工作面为上、下表面。
靠其锲紧在键槽内摩擦力来承载,因而承载力较弱。
减速器中蜗轮与轴联接属于动联接。
阶梯轴上截面尺寸变化之处称为轴肩,轴肩用途是使轴上零件获得轴向定位。
第七章 滚动轴承
轴承由内圈、外圈、保持架和滚动体构成。
依照轴承承受外载荷不同,滚动轴承分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承。
向心轴承重要承受径向载荷,推力轴承只承受轴向载荷,而向心推力轴承既能承受径向载荷也能承受轴向载荷。
轴承办触角越大,轴承承受轴向载荷能力越大。
依照滚动体形状,滚动轴承可分为球轴承和滚子轴承。
惯用滚动轴承类型重要性能和特点:
类型代号1调心球轴承重要承受径向力,也能承受少量轴向力。
类型代号3 圆锥滚子轴承 能同步承受径向和单向轴向力,承载能力高,需成对使用;
类型代号5 推力球轴承 仅承受轴向力;
类型代号6 深沟球轴承 重要承受径向力,同步承受一定双向轴向力;
类型代号7 角接触球轴承 承受径向力,需成对使用,随着接触角
增大,可以承受轴向力增大;
类型代号N 圆柱滚子轴承 承受单向轴向力。
滚动轴承代号:
由基本代号、前置代号和后置代号构成。
基本代号涉及内径代号、尺寸代号、类型代号:
1.轴承内径用右起第一、二位数字表达。
内径为5倍数,将代号乘上5得内径值;10、12、15、1700、01、02、03
2.尺寸系列代号由宽度系列代号和直径系列代号构成。
直径系列(三)表达类型和构造相似轴承,内径相似时,轴承在外径和宽度上变化;宽度系列(四)表达类型和构造相似轴承,当其内径和内径都相似时,宽度方面变化。
3.类型代号(五)记住上面几种。
后置代号中:
角接触球轴承,分别用C、AC和B表达接触角分别为15°、25°和40°不同内部构造。
轴承类型选取:
1.轴承载荷线接触滚子轴承承
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