1、 第三章 轴毂联接 键是标准件 通常用于联接轴与轴上旋转零件与摆动零件 起周向固定零件的作用以传递旋转运动或扭矩 导键、滑键、花键还可用作轴上移动的导向装置 一、键联接的类型、特点与应用 主要类型：平键、半圆键、 楔键、切向键 1、平键 1）普通平键 用于静联接 ，即轴与轮毂间无相对轴向移动 两侧面为工作面 ，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩 轴上的槽用盘铣刀或指状铣刀加工、轮毂槽用拉刀或插刀加工 n 3-1 键联接 普通平键： 圆 头 A 型（常用） 键顶上面与毂不接触有间隙 方 头 B 型 常用螺钉固定 半圆头 C 型（端铣刀加工） 用于轴端与轮毂联接 用于动联接 ，即轴与轮毂之间有相对轴
2、向移动的联接 滑键 键随轮毂移动导向键 键不动，轮毂轴向移动 2）导向平键与滑键 二、平键联接的强度校核 失效形式：压溃（静联接 键、轴、毂中较弱者） 磨损（动联接） 键的剪断（较少） 1、平键联接的强度校核 a) 挤压强度条件为 ： 允许传递的扭矩 ： T 扭矩（ Nmm） k 工作高度 k=h/2 d 轴径（ mm） l 工作长度 A型键： l=L-b B型键： l=L C型键： l=L-b/2 L 公称长度 GB1096-79 d 自 6 8 8 10 10 12 12 17 17 22 b*h 2*2 3*3 4*4 5*5 6*6 L 6,8,10,12,14,18,20,22,25
3、,28,32,36,40 d 22 30 30 38 38 44 44 50 50 58 b*h 8*7 10*8 12*8 14*9 16*10 L 1、按截面形状分 2、按螺旋线的 旋向分 3、按螺旋线的 线数分 4、按螺距分 锯齿形螺纹 三角形螺纹 矩形螺纹 梯形螺纹 第五章 螺纹联接 二、螺纹的主要几何参数 1）外径（大径） d（ D） 与外螺纹牙顶相重合的假想圆柱 面直径，亦称 公称直径 2）内径（小径） d1(D1) 与外螺纹牙底相重合的假想圆柱 面直径 3）中径 d2 在轴向剖面内牙厚与牙间宽相等处的假想圆柱 面的直径， d20.5(d+d1) 各直径应用场合？ 普通 螺栓 联接
4、 铰制孔用螺栓 双头 螺柱 联接 螺钉 联接 5-2 螺纹联接的基本类型和螺纹联接件 一、螺纹联接的基本类型 1、 2、 3、 5-4 螺纹联接的预紧和防松 一、预紧 螺纹联接：松联接 在装配时不拧紧，只存受外载时才受 到力的作用 紧联接 在装配时需拧紧，即在承载时，已预 先受力，预紧力 QP 二、预紧力的控制 拧紧力矩 危险截面面积 规定： 通过控制 T 间接控制 Qp 测力矩板手 测出预紧力矩 定力矩板手 达到固定的拧紧力矩 T时，弹簧受压将自动打滑 测量预紧前后螺栓伸长量 精度较高，但比较麻烦 三、预紧应力 Qp Tf 结论：对于需要拧紧的螺栓，计算截面应力时， 可把预紧力放大 30%来
5、考虑扭转应力的影响。 螺纹联接：松联接 在装配时不拧紧，只存在外载时才受 到力的作用 紧联接 在装配时需拧紧，即在承受工作载荷 前，已预先受力，预紧力 QP 一、普通螺栓联接（失效形式：塑性变形或断裂） 1、松联接 2、紧联接 拧紧表现为螺栓受拉而被联接件相互压紧，可以说预紧 力就是使被联接件相互压紧的力。 5-5 螺栓联接的强度计算 强度计算步骤： 分析载荷 计算危险截面直径 d1 公称直径 d （ 1）只受预紧力 QP （ KS=1.11.3） f=0.2,i=1,KS=1 则 QP=5R （ 2）既受预紧力 QP，又受 横向 载荷 .z R R .z 讨论： ）最不利的情况 ）最理想的情
6、况 ）不允许的情况 有缝隙存在，漏气，此时 QPVV2 带与带轮接触面上存在微量滑动 v 弹性滑动是摩擦型带传动的固有特性，不可避免 v 打滑是过载引起的全面滑动，可以避免 V V2V1 二、滑动率和传动比 =（ V1-V2） /V1 100% i= = n1n 2 dd2 dd1(1- ) dd2 dd1 6-5 普通 V带传动的设计计算 一、失效形式和设计准则 失效形式： 1）打滑； 2）带的疲劳破坏 ； 另外：磨损和静态拉断等 设计准则：保证带在不打滑的前提下，具有足够的疲劳强度和寿命 二、单根普通 V带的许用功率 1、单根普通 V带的基本额定功率 P1 传递极限圆周力： 传递的临界功率
7、： （保证带不打滑） 由疲劳强度条件： （保证带有足够寿命） 单根三角带在既不打滑又有一定寿命的前提下所能传递的功率为 ： 限定载荷平稳、包角 180 、 i=1、 Ld特定长度 P1 （见表 6-4） 第八章 链传动 一、滚子链 1 滚子 2 套筒 3 销轴 4 内链板 5 外链板 注意： 72 传动链、链轮及几何计算 w 配合 w 形状 w 排数 节距 p w 参数 链节数 Lp（ 偶数） w 标注 :链号 -排数 链节数 标准编号 例： 16A-1 80 GB1243.1-83 链节在运动中，速度呈忽上忽下、 忽快忽慢的变化 即使 1均匀，由于瞬时链速变化 瞬时传动比变化 由于多边形的存
8、在致使链的运动速度存在 不均匀性 此现象称为多边形效应 Z ， ， 因此链轮齿数增加可改善 多边形效应 结论： 7-4 链传动的主要参数及其选择 一、链轮齿数 分析： Z1过少 1 ）传动不均性和动负荷增大； 2）当 P一定时， Z少， d小，圆周力（ =2T/d） 加速轮与链的破坏 Z2过多 1 ）外壳尺寸大、重量加大； 2）容易脱链（ P92） （ 2）为磨损均匀， Z应取与链节数互为质数的奇数（ P92 ） 结论： （ 1） 二、传动比与极限转速 分析： i ， ， 链和链轮啮合的齿数 ， 易跳齿 结论： （ 1）限制 i120o 时，轴承的基本额定寿 命将受到影响， C ，引 入温度系
9、数 ft对查得的 C值进行修正。 当 P、 n已知，预期寿命为 Lh ， 则要求选取的轴承的额定动载荷为 选轴承型号和尺寸 （ ft 见表 10-3） 四、滚动轴承的当量动载荷 P 1对只能承受径向载荷 R的轴承（如 N型轴承） P = R 3同时受径向载荷和轴向载荷的轴承（如 3、 6、 7型轴承） 2对只能承受轴向载荷 A的轴承（如 5型轴承） P = A P = X R +Y A X 径向载荷系数 Y 轴向载荷系数 表 10-4 引入载荷系数 fp（表 10-5） P = fp R P = fP A P = fP (X R +Y A ) 对 P=fP(XR+YA)的几点说明： 1） R：
10、轴承所受径向载荷，可根据轴上零件的受力计算 轴承处的支反力，各支承处的支反力即为轴承所受径向力。 如果轴上零件使轴所受的多个力不在同一平面内，需要先 分平面（水平面 /垂直面）求支反力，再对不同平面内的支 反力进行合成。 2） A：轴承所受轴向载荷，与轴上零件使轴所受的轴向力 有关，如果是角接触轴承还与其自身的派生轴向力 S有关， 需先求 S，再结合轴上的外力 Fa，判断各轴承 A的大小。 3） X、 Y：二系数据 A/R确定，涉及的 e值据 A/C0查表。 五、角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向载荷 A的计算 1、派生轴向力 S a)正装（面对面） 适合于传动零件 位于两支承之间 b)反装（背
11、靠背） 适合于传动零件 处于外伸端 结论： S的方向始终指向开口大的一端，大小则由表 10-6查得。 2、轴承所受轴向载荷 A的确定 （ 1）当 1被 “压紧 ”， 2被 “放松 ” s1 阻止轴左移 （ 2）当 2被 “压紧 ”， 1被 “放松 ” s2 阻止轴右移 结论： 轴承轴向力 A的计算方法 1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被 “压紧 ”和 “放松 ”的轴承。 2） “压紧 ”端轴承的轴向力等于除本身派生轴向力外，轴上 其他所有轴向力代数和。 3） “放松 ”端轴承的轴向力等于本身的派生轴向力 1 例： 已知 Fa1=800， Fa2=600， s1=400， s2=700
12、，求 A1、 A2。 Fa1 2 答： A1=500 ， A2=700 10-5 滑动轴承及其润滑状态 干摩擦 混合摩擦 液体摩擦（完全液体润滑） 非液体摩擦 液体润滑 液体静压润滑 液体动压润滑 形成液体动压润滑的必要条件： （ 1）相对运动两表面必须形成一个收敛楔形 （ 2）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度 vs ，其运动方向必须使润滑油从大口流进，小口流出 。 （ 3）润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。 滑动轴承液体动压润滑状态的建立过程： 1、起动时 2、不稳定运转阶段 3、稳定运转阶段 3、轴瓦的结构 P176 图 10-30 油孔、油槽开设原则 ： 1、润滑油应从非承载
13、区引入轴承 2、油槽（沟）开在非承载区，否则会降低油膜的承载能力 3、油槽轴向不能开通，以免油从油槽端部大量流失 二、推力滑动轴承的结构 联轴器与离合器： 相同点 ： 联接两轴、传递运动和转矩 不同点 ： 联轴器 联接的两轴只有停车后 经拆卸才能分离 离合器 联接的两轴可在机器工 作中方便地实现分离与 接合 二、联轴器的选择 1、选联轴器类型 2、定计算扭矩 T 3、定型号 4、校核转速 n 5、协调轴孔直径 d 6、规定部件安装精度 第十二章 轴 121 概述 一、轴的用途与分类 1、功用： 1）支承回转零件 2）传递运动和动力 3 ) 承受弯矩和转矩 2、分类： 按承载情况分： 转轴 扭矩
14、和弯矩 心轴 只受弯矩 传动轴 主要受扭矩 三、轴的材料及其选择 碳素钢 常用 45#，正火调质 合金钢 对应力集中较敏感 。 注意： 采用合金钢并不能提高轴的刚度。 轴的热处理和表面强化可提高轴的疲劳强度。 二、轴设计的主要内容 结构设计 工作能力计算 强度、刚度、振动稳定性 边设计边修改 轴系结构改错 四处错误 正确答案 三处错误 正确答案 两处错误 1.左侧键太长，套筒 无法装入 2.多个键应位于同一 母线上 思考题：红本 P36 15-19 123 轴的强度计算 一、按扭转强度条件计算 用于： 只受扭矩或主要承受扭矩的传动轴的强度计算 结构设计前按扭矩初估轴的直径 dmin 强度条件
15、设计公式 （表 12-2） 放大轴径：一个键槽： 35% 二个键槽： 710% 轴上有键槽时： 二、按弯扭合成强度条件计算 条件：已知支点、力作用点 步骤： 1、作轴的空间受力简图 2、求水平面支反力 RH1、 RH2作水平面弯矩图 L2L1 L3 3、求垂直平面内支反力 RV1、 RV2，作垂直平面内的弯矩图 M为正 M为负 (MH1=MH2) 将扭矩折算为等效弯矩时的折算系数 （考虑 T与 M的循环特性不同） rT = -1， rT = 0， rT = 1， 4、作合成弯矩图 5、作扭矩图 L1 L2 L3 T1=T,T2=0 6、作当量弯矩图 7、校核 危险截面轴的强度 设计公式 =ma
16、x(Mca1,Mca2) 例：红本 P24， 11-28 1 2 3 4 5 6 7 8 n5 Fa7n 3 Fa3 右旋 n1 Fa1 右旋 n7 Fa 5 5左旋 受力分析要紧扣以下几点： （ 1）一对传动副（斜齿轮、锥齿轮、蜗轮蜗杆）中相关的力 大小相等、方向相反； （ 2）同一根轴上不同零件的轴向力方向相反； （ 3）主动轮的圆周力与其旋转方向相反，从动轮圆周力与其 旋转方向相同； （ 4）对于主动轮，其旋向、转向、轴向力方向三者关系满足 主动轮左右手定则； （ 5）齿轮传动副二者旋向相反，蜗杆副二者旋向相同。 作业 13-7 常见轴系错误： （ 1）键长超出了轴段长度；同一根轴上不同
17、零件处的键槽未 开在同一根母线上； （ 2）轴段长度没有比轮毂宽度小 23mm； （ 3）轴承内圈的定位高度超出了轴承内圈厚度的 3/4；角接触 轴承定位未遵循 “外圈定位小口处，内圈定位大口处 ”； （ 4）未区分精加工面与非加工面； （ 5）轴承透盖上的通孔直径未大于所在轴段直径；透盖处未 加密封圈；轴承盖与机座间未加调整垫片；轴承盖与带轮间 未留出螺栓的装拆空间； （ 6）联轴器的孔未表示成通孔；联轴器未轴向定位。 轴承作业 FaFr Ft 8050 Fa Fr RH1 RH2 Ft RV1 RV2 水平面 垂直面 1、查手册得性能参数 Cr=36800N,Cor=27200N,=25o
18、时 e=0.68 2、求轴承所受径向力 R1、 R2 1）水平面内受力 RH1*(50+80)+Fa*80=Fr*80 RH1 =542.77N 同理得 RH2 =2509.23N 2）垂直面内受力 RV1 =4984.62N RV2 =3115.38N 3）径向力 R1、 R2 R1 =5015N R2 =4000N RH12+RV12 RH22+RV22 s1 s2 3、求轴承所受轴向力 A1、 A2 1）求二轴承各自附加轴向力 S1、 S2（ S=0.68R） S1=0.68R1=3410.2N S2=0.68R2=2720N 2）结合外加轴向力 Fa判断压紧端与放松端 轴承 2压紧 A
19、1=S1=3410.2N A2=S1+Fa=5580.2N 4、求当量动载荷 P1、 P2 1）求 P1 A1/R1=3410.2/5015=0.68=e X=1,Y=0 P1=fd (X*R1+YA1)=1.2*R1=6018N 2）求 P2 A2/R2e X=0.41,Y=0.87 P2=fd (X*R2+YA2)=7794N 5、计算二轴承寿命 Lh1=(16670/n)*(Cr/P1)=12706h Lh2=(16670/n)*(Cr/P2)=5850h FaFr Ft 8050 精确计算： 58.7 88.7 FaFr Ft 8050 正装 反装 41.3 71.3 考试题型： 选择填空（ 20分） 问答（ 20分） 计算（ 30分） 受力分析（ 20分） 结构改错（ 10分）
