设计机械零件时应满足的基本要求课件

设计机械零件时应满足的基本要求2-4设计机械零件时应满足的基本要求q 避免在预定寿命期内失效的要求q 结构工艺性要求q 经济性要求q 质量小的要求q 可靠性要求 机器是由各种各样的零部件组成的，要使所设计的机器满足基本要求，就必须使组成机器的零件满足以下要求：详细说明应保证零件有足够的强度、刚度、寿命。设计的结构应便于加工和装配。零件应有合理的生产加工和使用维护的成本。质量小则可节约材料，质量小则灵活、轻便。应降低零件发生故障的可能性（概率）。影响机械零件疲劳强度的主要因素应力集中、零件尺寸、表面状态1、应力集中 材料对应力集中的敏感 几何形状变化2、零件尺寸 尺寸越大影响越大3、表面状态 表面质量 表面强化3 3 带的弹性滑动和打滑带的弹性滑动和打滑(运动分析运动分析)带的弹性滑动带的弹性滑动产生的原因带的弹性、松边与紧边拉力差带的弹性、松边与紧边拉力差定义由于带的弹性而产生的带与带轮之间的相对滑动由于带的弹性而产生的带与带轮之间的相对滑动称为称为弹性滑动弹性滑动。弹性滑动的特点 不可避免的不可避免的不可避免的不可避免的 弹性滑动率弹性滑动率弹性滑动率弹性滑动率传动比不准确、效率降低、带的磨损传动比不准确、效率降低、带的磨损弹性滑动的后果弹性滑动现象分析：弹性滑动现象分析：紧边在紧边在A A点绕上主动轮点绕上主动轮带的拉力逐渐降低，带的拉力逐渐降低，变形量减小变形量减小带速滞后于带轮带速滞后于带轮 即带与轮之间发生即带与轮之间发生 相对滑动相对滑动ABB*静弧静弧静弧静弧动弧动弧动弧动弧2 2、带的打滑、带的打滑产生的原因外载荷增加，使得外载荷增加，使得造成的后果带的磨损急剧增加、从动轮的转速急剧下带的磨损急剧增加、从动轮的转速急剧下降，直至传动失效。降，直至传动失效。打滑的特点可以避免的可以避免的带打滑时的现象？带打滑时的现象？如何避免带发生如何避免带发生打滑？打滑？3 3、带的弹性滑动和打滑、带的弹性滑动和打滑动弧是接触弧的一部分动弧是接触弧的一部分动弧位于主动轮的出口边动弧位于主动轮的出口边欧拉公式适用于动弧欧拉公式适用于动弧当动弧扩展到整个接触弧时发生当动弧扩展到整个接触弧时发生打滑打滑弹性滑动不可避免，打滑可以避弹性滑动不可避免，打滑可以避免免弹性滑动造成传动比不稳定弹性滑动造成传动比不稳定ABB*静弧静弧静弧静弧动弧动弧动弧动弧弹性滑动弹性滑动打滑打滑相同相同点点带是弹性体，受力后产生弹性伸长，使带与带轮在接触弧上产生相对带是弹性体，受力后产生弹性伸长，使带与带轮在接触弧上产生相对滑动滑动不不同同点点受受力力正常工作时，受紧边拉力正常工作时，受紧边拉力F F1 1与与松边拉力松边拉力F F2 2作用作用要求带所传递的圆周力超过了带与要求带所传递的圆周力超过了带与带轮间的摩擦力极限值，即过载带轮间的摩擦力极限值，即过载现现象象带受力后产生弹性伸长，带相带受力后产生弹性伸长，带相对于带轮在接触弧上局部的滑对于带轮在接触弧上局部的滑动（只发生在滑动角）动（只发生在滑动角）带受力后产生弹性伸长，带相对于带受力后产生弹性伸长，带相对于带轮在接触弧上全面滑动（即由滑带轮在接触弧上全面滑动（即由滑动角扩大到几何包角）动角扩大到几何包角）性性质质是正常现象，不可避免是正常现象，不可避免是失效形式，必须避免是失效形式，必须避免影影响响1.1.不能保证准确的传动比，因不能保证准确的传动比，因为为v v1 1vvvv2 22.2.降低传动效率，因为有速度降低传动效率，因为有速度损失损失3.3.引起带的磨损引起带的磨损4.4.引起带发热，容易疲劳，寿引起带发热，容易疲劳，寿命短命短1.1.使带的磨损加剧使带的磨损加剧2.2.从动轮转速急剧降低，使传动失从动轮转速急剧降低，使传动失效效3.3.可防止损坏其他零件，起保安作可防止损坏其他零件，起保安作用用小结小结：链传动运动不均匀性产生的根本原因、对传动的影响和：链传动运动不均匀性产生的根本原因、对传动的影响和改善措施改善措施1 1根本原因根本原因 链传动中，链条呈多边形运动；当链传动中，链条呈多边形运动；当pp、zz、nn时，多边时，多边形效应形效应。2 2对传动的影响：传动不平稳，由于有动载荷，必然引起冲对传动的影响：传动不平稳，由于有动载荷，必然引起冲击、振动、噪声，磨损击、振动、噪声，磨损，寿命，寿命。3 3改善措施改善措施 合理的选择参数：较小的合理的选择参数：较小的p p、较多链轮齿数，控制链速。、较多链轮齿数，控制链速。必要时采用张紧装置；必要时采用张紧装置；链传动通常放在低速级。链传动通常放在低速级。小结小结：一对实际啮合齿轮不可能同时产生以上：一对实际啮合齿轮不可能同时产生以上5 5种失效形式，种失效形式，在具体工作条件下，主要以以上在具体工作条件下，主要以以上5 5种失效形式的一种或两种失效形式的一种或两种。主要失效形式：种。主要失效形式：开式传动开式传动：齿面磨损、轮齿折断；：齿面磨损、轮齿折断；闭式传动闭式传动：软齿面（：软齿面（HBS350HBS350）钢齿，点蚀；）钢齿，点蚀；硬齿面钢齿或铸铁，轮齿折断。硬齿面钢齿或铸铁，轮齿折断。高速重载高速重载：胶合：胶合 重载软齿重载软齿：塑性变形：塑性变形设计准则设计准则 防止点蚀防止点蚀：接触疲劳强度准则，：接触疲劳强度准则，H HH H；防止折断防止折断：齿根弯曲疲劳强度准则，：齿根弯曲疲劳强度准则，F FF F。4 4 齿轮传动的计算准则和设计方法齿轮传动的计算准则和设计方法4.1 4.1 齿轮传动的计算准则齿轮传动的计算准则1 1、计算准则、计算准则 防止点蚀防止点蚀：接触疲劳强度准则，：接触疲劳强度准则，H HH H；防止折断防止折断：齿根弯曲疲劳强度准则，：齿根弯曲疲劳强度准则，F FF F。2 2、计算特点、计算特点 （1 1）闭式软齿面钢齿：以接触疲劳强度准则为主；）闭式软齿面钢齿：以接触疲劳强度准则为主；（2 2）闭式硬齿面钢齿或铸铁：以弯曲疲劳强度准则为）闭式硬齿面钢齿或铸铁：以弯曲疲劳强度准则为 主；主；（3 3）开式传动：以弯曲疲劳强度准则为主，考虑磨损）开式传动：以弯曲疲劳强度准则为主，考虑磨损 的影响适当增大模数。（的影响适当增大模数。（101015%15%）（4 4）特殊情况（高速重载等）特殊情况（高速重载等）圆柱蜗杆传动圆柱蜗杆传动例：例：Fa1Fa2Fr2Fr1Ft1Ft2n15.3 5.3 蜗杆传动的热平衡计算蜗杆传动的热平衡计算1 1目的：对于闭式传动，若散热性能不好，必须进行热平衡目的：对于闭式传动，若散热性能不好，必须进行热平衡 计算，为防止胶合或急剧磨损。计算，为防止胶合或急剧磨损。2 2理论依据理论依据热平衡条件热平衡条件：单位时间内蜗杆传动所产生的热量：单位时间内蜗杆传动所产生的热量1 1同一时间同一时间内箱体的散热量内箱体的散热量2 2。式中式中K Kt t箱体表面的传热系数，箱体表面的传热系数，K Kt t=（8.78.717.517.5）W/(mW/(m2 2.0 0C)C)；A A内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气 冷却的箱体表面面积；冷却的箱体表面面积；t t1 1油的工作温度；油的工作温度；t t0 0周围空气温周围空气温 度，可取度，可取20200 0。t tp p：油的许用工作温度（：油的许用工作温度（）=60=600_0_70700 0C C，最高最高90900 0C C。3 3如果如果t t1 1 t tp p可采取下列冷却措施可采取下列冷却措施 1 1）加散热片以增大散热面积；）加散热片以增大散热面积；2 2）在蜗杆轴端加装风扇以加速空气的流通；）在蜗杆轴端加装风扇以加速空气的流通；3 3）在传动箱内装循环冷却管路。）在传动箱内装循环冷却管路。4 4）采用压力喷油润滑冷却。）采用压力喷油润滑冷却。验算轴承的工作能力验算轴承的工作能力（1 1）平均压力）平均压力p p的验算的验算式中式中 pp为轴瓦材料的许用压力。为轴瓦材料的许用压力。（2 2）pvpv的验算的验算式中式中 v v为轴颈圆周速度，为轴颈圆周速度，pvpv 轴承材料的轴承材料的pvpv许用值。许用值。（3 3）滑动速度）滑动速度v v的验算：对压力的验算：对压力p p较小的轴承较小的轴承 vvvv 式中式中 vv许用滑动速度。许用滑动速度。滚动轴承的代号滚动轴承的代号（GB/T27293）前置代号前置代号 基本代号基本代号 后置代号后置代号 分部件：分部件：五五 四四 三三 二二 一一 公差材料公差材料内圈内圈 类型类型 内径内径20480 特殊结构特殊结构外圈外圈 直径系列直径系列2轻轻3中中4重重 C15 AC25 保持架保持架 宽度系列宽度系列多数正常系列可不标多数正常系列可不标 B 40 滚动体滚动体 公差公差/P2、4、5、6、6x、0 游隙游隙/C1、2、0、3、4、5例例：7211C/P5角接触球轴承、正常宽度、轻系列、直径角接触球轴承、正常宽度、轻系列、直径55mm、接触角、接触角15、5级公差、级公差、0组游隙。组游隙。2.2 2.2 滚动轴承的代号滚动轴承的代号尺寸系列代号尺寸系列代号 0、1 特轻系列特轻系列2 轻轻 系系 列列3 中中 系系 列列4 重重 系系 列列2、直径系列代号、直径系列代号 0 窄窄 系系 列列1 正常系列正常系列2 宽宽 系系 列列3、宽度系列代号、宽度系列代号 轴承类型代号轴承类型代号后置代号后置代号 内部结构代号内部结构代号 表示同一类型轴承的不同内部结构，用字母表示同一类型轴承的不同内部结构，用字母紧跟着基本代号表示。紧跟着基本代号表示。圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承=10 18 30000大锥角圆锥滚子轴承大锥角圆锥滚子轴承 =27 30 30000B 角接触球角接触球轴轴承承=15 70000C =25 70000AC=40 70000B公差等级代号公差等级代号 轴承的公差等级分为轴承的公差等级分为 6 6 个级别个级别，依次由，依次由高级到低级。高级到低级。2 2 级级 /P2/P2 4 4 级级 /P4/P4 5 5 级级 /P5/P5 6 6 级级 /P6/P6 6x 6x 级级 /P6x /P6x 仅适用于圆锥滚子轴承仅适用于圆锥滚子轴承 0 0 级级 /P0 /P0 普通级，不标出普通级，不标出 游隙代号游隙代号 轴承径向游隙系列分为轴承径向游隙系列分为 6 6 个组别个组别，游隙依，游隙依次由小到大次由小到大 。1 1 组组 /C1/C1 2 2 组组 /C2/C2 0 0 组组 常用的游隙组别，不标出常用的游隙组别，不标出 3 3 组组 /C3/C3 4 4 组组 /C4/C4 5 5 组组 /C5/C5 前置代号前置代号 为轴承分部件代号，用字母表示。为轴承分部件代号，用字母表示。如：用如：用 L L 表示可分离轴承的可分离套圈；表示可分离轴承的可分离套圈；K K 表示轴承的滚动体与保持架组件等等。表示轴承的滚动体与保持架组件等等。代号举例代号举例：表示内径为表示内径为50 mm，轻系列，角接触球轴承，轻系列，角接触球轴承，正常宽度，接触角正常宽度，接触角 =15，5 级公差，级公差，0组游隙。组游隙。6308 表示内径为表示内径为40mm，中系列，深沟球轴承，正中系列，深沟球轴承，正常宽度系列，正常结构，常宽度系列，正常结构，0 级公差，级公差，0 组游隙。组游隙。7210C/P5 1 1轴承的寿命轴承的寿命：轴承在运转时，其中任一元件出现疲劳点蚀：轴承在运转时，其中任一元件出现疲劳点蚀前所经历的转数（以前所经历的转数（以10106 6r r为单位）或工作小时数。为单位）或工作小时数。2 2基本额定寿命基本额定寿命L L1010一批相同型号的轴承，在相同运转条件下，其中有一批相同型号的轴承，在相同运转条件下，其中有10%10%的轴承的轴承出现疲劳点蚀时，轴承所经历的转数为该批轴承的基本额出现疲劳点蚀时，轴承所经历的转数为该批轴承的基本额定寿命定寿命L L1010.物理意义：表示轴承达到基本额定寿命时，出现疲劳点蚀的物理意义：表示轴承达到基本额定寿命时，出现疲劳点蚀的概率为概率为10%10%。3 3预期计算寿命预期计算寿命L Lh h4 4基本额定动载荷基本额定动载荷C C使轴承的基本额定寿命恰好为使轴承的基本额定寿命恰好为10106 6转时，轴承所能承受的载荷转时，轴承所能承受的载荷值，用字母值，用字母C C表示表示。C C反映了轴承承载能力的大小，即承受外载荷的极限值（不反映了轴承承载能力的大小，即承受外载荷的极限值（不同型号轴承的同型号轴承的C C不同，不同，C C值查标准，值查标准，C C是通过大量的试验确定）是通过大量的试验确定）。5.2 5.2 滚动轴承的当量动载荷滚动轴承的当量动载荷 1 1、定义、定义为了计算轴承寿命，须将实际载荷换算成当量动载荷为了计算轴承寿命，须将实际载荷换算成当量动载荷P P，它是一，它是一个与实际载荷效果相当的假想载荷（在个与实际载荷效果相当的假想载荷（在P P作用下，轴承的寿作用下，轴承的寿命与实际载荷作用下相同）。命与实际载荷作用下相同）。2 2、当量动载荷、当量动载荷P P的确定的确定 对于向心轴承对于向心轴承“N”N”、“NA”NA”，P=FP=Fr 对于推力轴承对于推力轴承“5”5”，P=P=F Fa a 对于对于“3”3”、“7”7”类向心推力轴承及类向心推力轴承及“6”6”类深沟球轴承、类深沟球轴承、调心轴承如调心轴承如“1”1”、“2”2”等，等，式中式中 X X、Y Y分别为径向、轴向动载荷系数。分别为径向、轴向动载荷系数。引入载荷系数引入载荷系数f fP P，则，则 5.3 5.3 滚动轴承寿命的计算公式滚动轴承寿命的计算公式1 1目的目的已知轴承的型号、已知轴承的型号、P P、n n等，求轴承的实际寿命等，求轴承的实际寿命L Lh h；已知轴承的转速已知轴承的转速n n、P P、预期计算寿命、预期计算寿命L Lh h，求选用具有多大，求选用具有多大的基本额定动载荷的基本额定动载荷C C的轴承。的轴承。2 2寿命计算公式寿命计算公式第一类问题计算公式第一类问题计算公式式中式中 为试验常数，为试验常数，对于球轴承对于球轴承=3=3，滚子轴承滚子轴承=10/3=10/3；公式的公式的物理意义物理意义：已知型号的轴承，在一定工作条件下的实际：已知型号的轴承，在一定工作条件下的实际寿命。寿命。第二类问题的计算公式第二类问题的计算公式 公式的公式的物理意义物理意义：表明在一定工作条件下以及预定寿命，应：表明在一定工作条件下以及预定寿命，应选用多大基本额定动载荷的轴承。选用多大基本额定动载荷的轴承。3 3说明说明计算实际寿命时，应使计算实际寿命时，应使选择轴承型号时，应使计算基本额定动载荷值小于等于从标选择轴承型号时，应使计算基本额定动载荷值小于等于从标准中选取型号轴承的基本额定动载荷，即准中选取型号轴承的基本额定动载荷，即若若L Lh h CC表表，可采用下述方法：，可采用下述方法：a a改变轴承系列；改变轴承系列；b b改变轴承类型（把球轴承改为滚子轴承），若还不满改变轴承类型（把球轴承改为滚子轴承），若还不满足要求，应加大轴颈。足要求，应加大轴颈。5.5 5.5 向心推力轴承的载荷计算向心推力轴承的载荷计算F Fr1r1、F Fr2r2为外界作用到轴上的径向力为外界作用到轴上的径向力F Fr r在各轴承上产生的径向载在各轴承上产生的径向载荷，荷，F Fa a的确定的确定：对深沟球轴承对深沟球轴承“6”6”、调心球轴承、调心球轴承“1”1”和调心滚子轴承和调心滚子轴承“2”2”：F Fa a=A=A（A A外界作用到轴上的轴向作用力）外界作用到轴上的轴向作用力）对于向心推力轴承对于向心推力轴承“3”3”和和“7”7”类，应考虑类，应考虑A A和派生轴向力和派生轴向力S S及及一对轴承的布置方式来确定一对轴承的布置方式来确定F Fa a。1 1F Fr1r1、F Fr2r2的确定的确定根据力的径向平衡条件，当根据力的径向平衡条件，当F Fr r的大小、作用点已知时，的大小、作用点已知时，F Fr1r1、F Fr2r2可确定。可确定。2 2F Fa a的确定的确定 方法方法：确定轴承派生轴向力的大小、方向确定轴承派生轴向力的大小、方向S S1 1、S S2 2；S S大小的确定，参考表大小的确定，参考表11.911.9。S S方向的确定：始终指向外圈厚度较小的一边。方向的确定：始终指向外圈厚度较小的一边。根据根据A A及及S S的大小和方向，确定轴上合力的指向，然后判断的大小和方向，确定轴上合力的指向，然后判断哪个轴承被压紧，哪个轴承被放松。哪个轴承被压紧，哪个轴承被放松。以轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，如达到轴向平衡时，以轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，如达到轴向平衡时，应满足：应满足：当当 ，有两种情况：，有两种情况：当当 时，则轴有向左窜动的趋势，相当于轴承时，则轴有向左窜动的趋势，相当于轴承1 1被被“压紧压紧”，轴承，轴承2 2被被“放松放松”。确定确定F Fa a:当当 ，轴承，轴承1 1被被“压紧压紧”，轴承，轴承2 2被被“放松放松”当当 ，轴承，轴承1 1被被“放松放松”，轴承，轴承2 2被被“压紧压紧”小结小结：先通过派生轴向力及外加轴向载荷的计算与分析，判：先通过派生轴向力及外加轴向载荷的计算与分析，判定被定被“放松放松”或被或被“压紧压紧”的轴承；然后确定被的轴承；然后确定被“放松放松”轴承的轴向力仅为其本身派生的轴向力，被轴承的轴向力仅为其本身派生的轴向力，被“压紧压紧”轴承轴承的轴向力则为除去本身派生的轴向力后其余各轴向力的代的轴向力则为除去本身派生的轴向力后其余各轴向力的代数和。数和。3 3P P的确定的确定取取P=PP=Pmaxmax(P(P1 1，P P2 2)4 4轴承的压力中心轴承的压力中心 对对“6”6”类深沟球轴承，支点在轴承宽度中点；类深沟球轴承，支点在轴承宽度中点；对向心推力轴承，支点在压力中心；对向心推力轴承，支点在压力中心；滑动轴承：当滑动轴承：当B/d1B/d1时，时，e=0.5Be=0.5B；当；当B/d1B/d1，取，取e=0.5de=0.5d，但不小于（，但不小于（0.250.250.350.35）B B。对于调心轴承，对于调心轴承，e=0.5Be=0.5B。例题例题：一水泵选用深沟球轴承，已知轴径一水泵选用深沟球轴承，已知轴径d=35mm，转速转速n=2900r/min，轴承所受径向载荷轴承所受径向载荷Fr=2300N，轴向载荷轴向载荷Fa=540N，要求使用寿命要求使用寿命 Lh=5000h，试选择轴承型号。试选择轴承型号。解：解：解：解：1、假定轴承型号为假定轴承型号为6207（轻系列，内径（轻系列，内径d=57=35mm），），查附表得查附表得 Cr=25.5 KN、C0r=15.2 KN2、计算当量载荷计算当量载荷P 因因 12.3Fa/C0r=12.3540/15200=0.436 查表知查表知 e=0.22 又又 Fa/Fr=540/2300=0.235 0.22 查表得查表得 X=0.56 Y=1.99例题例题：一水泵选用深沟球轴承，已知轴径一水泵选用深沟球轴承，已知轴径d=35mm，转速转速n=2900r/min，轴承所受径向载荷轴承所受径向载荷Fr=2300N，轴向载荷轴向载荷Fa=540N，要求使用寿命要求使用寿命 Lh=5000h，试选择轴承型号。试选择轴承型号。解：解：解：解：4 4、计算轴承寿命计算轴承寿命例题例题：一工程机械传动的传动装置，根据工作条件决定采用一对角一工程机械传动的传动装置，根据工作条件决定采用一对角 接触向心球轴承，并暂定轴承型号为接触向心球轴承，并暂定轴承型号为7208ACJ。已知轴承载已知轴承载 荷荷Fr1=1000N,Fr2=2060N,FA=880N,转速转速 n=5000r/min，运运 转中受中等冲击，预期寿命转中受中等冲击，预期寿命Lh=2000h，试问所选轴承型号是试问所选轴承型号是 否恰当？否恰当？解解 题题：1 1、计算轴向载荷计算轴向载荷 2、计算当量动载荷计算当量动载荷 查表得查表得 e=0.68，而而 查表可得查表可得 X1=0.41、Y1=0.87；X2=1、Y2=0，故故解解 题题：3、计算所需的额定动载荷计算所需的额定动载荷 查附表查附表 Cr=35200N C 故选用合适故选用合适 解解 题题：例：图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承，轴颈例：图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承，轴颈d d0 0=30-35mm=30-35mm；齿轮分度齿轮分度圆直径圆直径d=45mmd=45mm，F Ft=3000N=3000N，F Fre=1200N=1200N，A=900NA=900N；n=385rpmn=385rpm，中等冲击载荷；计中等冲击载荷；计算轴承寿命。算轴承寿命。1.1.计算径向载荷计算径向载荷 垂直面支反力垂直面支反力 R RVIVI=397.5N=397.5N，R RV2V2=802.5N=802.5N 水平面支反力水平面支反力 R RH1H1=R=RH2H2=1500H=1500H解：选取轴承型号解：选取轴承型号“3206”3206”C=24.8kN C=24.8kN，e=0.36e=0.36，Y=1.7Y=1.75050Rv1Rv2 RH1 RH2Fre AFtFre AFt则径向载荷则径向载荷F Fr1r1=R=R1 1=1552N=1552N，F Fr2r2=R=R2 2=1701N=1701N 轴承轴承放松放松 ：F Fa1a1=S=S1 1=456N=456N轴承轴承压紧：压紧：F Fa2a2=A+S=A+S1 1=1356N=1356N3.3.计算当量动载荷计算当量动载荷R1R2A=900NS1S2P1=fPFr1=1.5 1552=2328NP2=fP(X Fr2+YFa2)=1.5(0.4 1701+1.7 1356)=4478N2.2.计算轴向载荷计算轴向载荷由手册选轴承型号由手册选轴承型号“3206”3206”C=24.8kN C=24.8kN，e=0.36e=0.36，Y=1.7Y=1.74.4.计算寿命计算寿命1.2 1.2 轴设计的主要内容轴设计的主要内容1 1、轴的结构设计、轴的结构设计 确定轴的各段直径和长度确定轴的各段直径和长度 轴的结构工艺性轴的结构工艺性 解决轴上零件的固定和定位等问题解决轴上零件的固定和定位等问题2 2、轴的工作能力设计、轴的工作能力设计 强度计算（防止疲劳折断）强度计算（防止疲劳折断）刚度计算（防止过渡变形）刚度计算（防止过渡变形）磨损计算（防止过量磨损）磨损计算（防止过量磨损）振动计算（防止共振）振动计算（防止共振）3 3、轴设计的一般过程、轴设计的一般过程估算轴径估算轴径 初步结构设计初步结构设计 按弯扭合成强度计算按弯扭合成强度计算 修正结构设计修正结构设计 按疲劳强度精确核算按疲劳强度精确核算 绘制工作图绘制工作图2 2 轴的结构设计轴的结构设计目的目的：确定轴的外形和全部结构尺寸：确定轴的外形和全部结构尺寸轴结构设计的基本要求轴结构设计的基本要求 装在轴上的零件有相对确定的位置；装在轴上的零件有相对确定的位置；轴受力合理，有利于提高强度和刚度；轴受力合理，有利于提高强度和刚度；具有良好的工艺性；具有良好的工艺性；便于装拆和调整；便于装拆和调整；节省材料，减轻重量。节省材料，减轻重量。设计方法设计方法：“三边三边”设计方法，边计算、边画图、边修改。设计方法，边计算、边画图、边修改。已知条件已知条件：P P、n n，传动零件的尺寸、参数及传动装置简图。，传动零件的尺寸、参数及传动装置简图。设计步骤设计步骤 5.5.紧定螺钉联接紧定螺钉联接特点：螺钉末端顶住另特点：螺钉末端顶住另一零件的表面或相应一零件的表面或相应凹坑，以固定两个零凹坑，以固定两个零件的相互位置，并可件的相互位置，并可传递不大的力或力矩传递不大的力或力矩。例例：如图钢板厚度：如图钢板厚度=16mm =16mm 用用 两个铰制孔用螺栓固定在两个铰制孔用螺栓固定在机架上，机架上，F=5000NF=5000N，其它尺寸其它尺寸如图。板和机架材料均为如图。板和机架材料均为Q235Q235。试：（试：（1 1）分析铰制孔用螺栓的）分析铰制孔用螺栓的失效形式失效形式 ；（2 2）分析铰制孔用螺栓的受力）分析铰制孔用螺栓的受力（3 3）按强度设计铰制孔用螺栓）按强度设计铰制孔用螺栓的直径的直径（4 4）若用普通螺栓，计算螺栓）若用普通螺栓，计算螺栓 的直径（的直径（S S=0.2=0.2，k kf f=1.1=1.1）解：解：解：解：1.1.1.1.铰制孔用螺栓的失效形式为剪切铰制孔用螺栓的失效形式为剪切铰制孔用螺栓的失效形式为剪切铰制孔用螺栓的失效形式为剪切和挤压失效和挤压失效和挤压失效和挤压失效 ；2.2.2.2.受力分析：将载荷受力分析：将载荷受力分析：将载荷受力分析：将载荷F F F F向形心向形心向形心向形心O O O O简化后，简化后，简化后，简化后，每个螺栓的受力每个螺栓的受力每个螺栓的受力每个螺栓的受力3.3.3.3.按剪切强度计算螺栓的直径按剪切强度计算螺栓的直径按剪切强度计算螺栓的直径按剪切强度计算螺栓的直径S=2.5 S=2.5 S=2.5 S=2.5 查查查查T T T T 粗选粗选d=10d=10，d d 0 0=11mm=11mm的的 六角头六角头铰制孔用螺栓，螺母铰制孔用螺栓，螺母d=10d=10，H=8H=8。根据机架，板厚及螺母根据机架，板厚及螺母H H选用选用l=100l=100（l l3 3=82=82，l l2 2=2=2）选用两个选用两个M10100 GB27-88M10100 GB27-88六角六角头铰制孔用螺栓。头铰制孔用螺栓。按挤压强度校核按挤压强度校核 4.4.4.4.改用普通螺栓改用普通螺栓改用普通螺栓改用普通螺栓 每个螺栓的预紧力每个螺栓的预紧力每个螺栓的预紧力每个螺栓的预紧力 查查d1=34.65 M40 d1=34.65 M40 不符合初选不符合初选S S。再以。再以M40M40查查S S代入上式直到相符为此。代入上式直到相符为此。注意注意：受拉螺栓联接的许用应受拉螺栓联接的许用应力中的力中的S S有查表确定。分有查表确定。分:静载荷、动载静载荷、动载荷；控制预紧力和不控制荷；控制预紧力和不控制预紧力预紧力初选初选M8 由于不控制预紧力；由于不控制预紧力；S=4