机械设计教案

第五章螺纹联接与螺旋传动一、教学目的和要求重点掌握螺纹连接件的预紧力、工作载荷及总载荷的计算方法，螺纹连接的强度计算，螺栓组的结构设计，受力分析及提高螺纹连接强度的措施，了解连接螺纹及其主要的参数。二、教学重点和难点重点掌握螺纹连接件的预紧力，螺纹连接的强度计算，螺栓组的结构设计及受力分析。三、授课方式多媒体与板书四、教学内容与教学组织设计5.1螺纹1.螺纹的分类螺纹有外螺纹与内螺纹之分，它们共同组成螺旋副，螺纹按工作性质分为联接用螺纹和传动用螺纹。联接用螺纹的当量摩擦角较大，有利于实现可靠联接，传动用螺纹的当量摩擦角较小，有利于提高传动的效率。2.普通螺纹的主要参数大径d－即螺纹的公称直径。小径d1－常用于联接的强度计算（螺杆的危险剖面）。中径d2－常用于联接的几何计算（受力分析点）。螺距P－螺纹相邻两个牙型在中径上对应点间的轴向距离。线数n－螺纹的螺旋线数目。导程S－螺纹上任一点沿同一条螺旋线转一周所移动的轴向距离，S=nP。牙型角a－螺纹轴向截面内，螺纹牙型两侧边的夹角。牙侧角β-螺纹牙型的侧边与螺纹轴线的垂直平面的夹角，对称牙型β=a/2升角y－螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角。5.2螺纹联接的类型与标准联接件1.螺纹联接的基本类型除上述联接的基本类型外，在机器中，还有一些特殊结构的螺纹联接。如：T型槽螺栓联接、吊环螺钉联接和地脚螺栓联接等。2.标准螺纹联接件螺纹联接的类型很多，在机械制造中常见的螺纹联接件的结构型式和尺寸都已经标准化，设计时可以根据有关标准选用。5.3螺纹联接的预紧大多数螺纹联接在装配时都需要拧紧，使之在承受工作载荷之前，预先受到力的作用，这个预加作用力称为预紧力。增强联接的可靠性和紧密性，以防止受载后被联接件间出现缝隙或发生相对移动。拧紧后螺纹联接件的预紧应力不得超过其材料的屈服极限ss的80%，利用控制拧紧力矩的方法来控制预紧力的大小。通常可采用测力矩扳手或定力矩扳手，对于重要的螺栓联接，也可以采用测定螺栓伸长的方法来控制预紧力。5.4螺纹联接的防松螺纹联接一般都能满足自锁条件不会自动松脱。但在冲击、振动或变载荷作用下，或在高温或温度变化较大的情况下，螺纹联接中的预紧力和摩擦力会逐渐减小或可能瞬时消失，导致联接失效。防松的根本问题在于防止螺旋副相对转动。按工作原理的不同，防松方法分为摩擦防松、机械防松等。此外还有一些特殊的防松方法，例如铆冲防松、在旋合螺纹间涂胶防松等。5.5螺纹联接的强度计算联接的失效形式：主要是指螺纹联接件的失效。对于受拉螺栓，其失效形式主要是螺纹部分的塑性变形和螺杆的疲劳断裂。对于受剪螺栓，其失效形式可能是螺栓杆被剪断或螺栓杆和孔壁的贴合面被压溃。1.仅受预紧力的紧螺栓联接预紧力引起的拉应力：2104dF螺纹牙间的扭转力和第四强度理论，计算应力为：3.1322ca受拉、剪应力复合作用的螺栓，可按受纯拉伸处理,将拉应力加大30%计入剪应力的影响。强度条件：210ca43.1dF2.受轴向工作载荷的紧螺栓联接以气缸盖为例,设流体压力为p，螺栓数目为z，则缸体周围每个螺栓的平均载荷为：zpDF42加预紧力F0后→螺栓受拉伸长1→被联接件受压缩短2加载F后→螺栓总伸长量增加为：1+Δ1被接件压缩量减少为：2-2预紧力减小为：残余预紧力F2螺栓受到的总拉力为：F2+F5.6螺栓组联接的设计大多数机器的螺纹联接件都是成组使用的，即有两个或两个以上的螺栓联接承受同一载荷称为螺栓组，其中以螺栓组联接应用最为广泛。对螺栓组联接进行设计时，首先根据联接的结构和受载情况，假设所有螺栓的材料、直径、长度和预紧力均相同；螺栓组的对称中心与联接接合面的形心重合；受载后联接结合面仍保持为平面；找出受力最大的螺栓，求出其受力，以便进行强度计算。（1）受轴向工作载荷的螺栓组联接（2）受横向载荷的螺栓组联接zFFR对于普通螺栓联接，应保证联接预紧后，接合面间产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷。假设个螺栓所需要的预紧力均为F0，螺栓数目为z，则其平衡条件为RfFKzmfF0（3）受转矩的螺栓组联接在转矩T的作用下，底板将绕通过螺栓组对称中心O并与接合面垂直的轴线转动。此时螺栓联接的传力方式与受横向载荷的螺栓组联接相似。TKrfFrfFrfFfz02010...故可得各螺栓所需的预紧力为：ziifZfrfTkrrrfTKF1210)...(（4）受翻转力矩的螺栓组联接图中所示为受翻转力矩M的螺栓组联接，底板采用普通螺栓联接固定。若在翻转力矩M的作用下，引起左、右两侧各螺栓产生工作载荷Fi，各工作载荷对O－O轴线之力矩之和必和此翻转力矩M相平衡，则保证接合面最大受压处不压溃的条件为：][0maxppppWMAzF保证接合面最小受压处不出现间隙的条件为00minWMAzFpppb所示为在F0作用下接合面的挤压应力分布，其大小为AzFp0c所示为在M作用下挤压应力分布，则合成后接合面间总的挤压应力分布如图d所示，在M作用下挤压应力为：WMCCCMWmbbp)(1''5.6提高螺纹联接强度的措施以螺栓联接为例，螺栓联接的强度主要取决于螺栓的强度，因此，提高螺栓的强度，将大大提高联接系统的可靠性。影响螺栓强度的因素主要有以下几个方面，或从以下几个方面提高螺栓强度。1.降低影响螺栓疲劳强度的应力幅2.改善螺纹牙上载荷分布不均的现象3.减小应力集中的影响4.采用合理的制造工艺五、总结本章重点有两个：一是不同螺纹连接类型和不同外载荷情况下，螺栓组中各螺栓的受力分析；二是螺栓连接的强度计算，尤其是承受轴向拉伸载荷的紧螺栓连接的强度计算。六、作业布置本章机械设计习题集第六章轴毂连接一、教学目的和要求重点掌握键连接和花键连接的结构、工作原理、应用特点和强度校核计算，了解无键连接、销连接和过盈连接的结构及应用特点。二、教学重点和难点重点掌握键连接和花键连接的结构、工作原理、应用特点和强度校核计算。三、授课方式多媒体与板书四、教学内容与教学组织设计6.1键联接1.键连接的工作原理和类型平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂上的键槽底部之间留有间隙，键的上、下表面为非工作面。工作时靠键与键槽侧面的挤压来传递扭矩，故定心性较好。功能：用来实现轴和轴上零件的周向固定以传递扭矩；实现零件的轴向固定或移动。分类：平键、半圆键、楔键、切向键等。普通平键与轮毂上键槽的配合较紧，属静联接。导向平键和滑键与轮毂的键槽配合较松，属动联接。半圆键联接：键呈半圆形，其侧面为工作面，键能在轴上的键槽中绕其圆心摆动，以适应轮毂上键槽的斜度，安装方便。常用与锥形轴端渔轮故的联接。楔键联接：楔键的上、下表面为工作面，两侧面为非工作面。键的上表面与键槽底面均有1:100的斜度。工作时，键的上下两工作面分别与轮毂和轴的键槽工作面压紧，靠其摩擦力和挤压传递扭矩。切向键：由两个斜度为1:100的楔键组成。一个切向键只能传递一个方向的转矩，传递双向转矩时，须用互成120°～130°角的两个键。2.平键联接的强度计算设键侧面的作用力沿键的工作长度和高度均匀分布，则普通平键的强度条件为:][102p3pkldTklF导向平键和滑键联接的强度条件为：pkldTp3102如果强度不够，可采用双键，布置时应注意：(1)采用两个平键，应相隔180°布置，校核时按1.5个键计算。(2)采用两个半圆键，应布置在轴的同一母线上。(3)采用两个楔键，应相隔90°-120°布置。(4)键的长度一般不宜超过（1.6~1.8)d。6.2花键连接1.花键联接是将具有均布的多个凸齿的轴置于轮毂相应的凹槽中所构成的联接，其工作面是键齿侧。花键联接是多齿传递载荷，故比平键联接的承载能力高，定心性和导向性好，对轴的削弱小(齿浅、应力集中小)；花键联接一般用于定心精度要求高和载荷较大的地方。花键加工需用专门的设备和工具，成本较高。花键联接按齿形不同，可分为矩形花键和渐开线花键两类，且均已标准化。2.花键联接强度计算花键联接的受力情况，其主要失效形式仍是工作面被压溃（静联接）或工作面过度磨损（动联接）。强度计算时，假定载荷在键的工作面上均匀分布，且压力的合力F作用在平均直径dm处，并引入载荷分配不均匀系数y，则花键联接的强度校核式为：静联接：pm3p102zhldT动联接：pzhldTpm3102上两式中:8.0~7.0，[sp]、[p]为花键联接的许用挤压应力和许用压力。6.3销连接1.销联接主要用于确定零件之间的相互位置，并可传递不大的载荷。也可用于轴和轮毂或其他零件的联接。根据销的用途不同，一般有：定位销：确定相对位置。联接销：用于联接，可传递不大的载荷。安全销：安全装置中的过载剪断元件。根据销的结构形式有：圆柱销、圆锥销、槽销、销轴和开口销等。圆柱销靠过盈配合固定在销孔中，经多次装拆会降低定位精度和可靠性。圆锥销具有1:50的锥度，安装方便，定位精度高。开尾圆锥销在联接时的防松效果好，适用于有冲击、振动的场合的联接。端部带螺纹的圆锥销可用于盲孔或拆卸困难的场合；销轴用于两零件的铰接处，构成铰链联接。销轴通常用于开口销锁定，工作可靠，装拆方便。槽销上有辗压或模锻出的三条纵向沟槽，将槽销打入销孔后，由于材料的弹性使销挤压在销孔中，不易松脱，因而能承受振动和变载荷。2.销连接的选择定位销：不作强度校核，直径按结构确定，数目一般不少于2个。连接销：类型根据工作要求选定。尺寸根据连接的结构特点按经验或规范选定，必要时校核剪切和挤压强度。安全销：销的直径按过载时被剪断的条件确定。销的材料：为35、45钢（开口销为低碳钢），许用应力[t]=80MPa，许用挤压应力[sp]与键联接的挤压应力相同。五、总结本章学习了平键连接和花键连接的功用、类型、结构、特点及应用场合，重点在对平键连接和花键连接的强度的校核，计算方面比较难以理解，应多和学生互动交流。六、作业布置本章习题集第八章带传动一、教学目的和要求掌握带传动的类型、特点、应用场合、工作原理、带传动的设计计算及主要参数的选择方法，熟悉同步带、平带等的特点。二、教学重点和难点重点为带传动的工作原理、力和应力分析、失效形式和普通V带传动的设计计算以及主要参数的选择。三、授课方式多媒体和板书四、教学内容与教学组织设计8.1概述1.带传动的组成固联于主动轴上的带轮1(主动轮)；固联于从动轴上的带轮3(从动轮)；紧套在两轮上的传动带2。2.传动原理摩擦传动：当主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦力，便拖动从动轮一起转动，并传递动力（平带和Ｖ带传动）。啮合传动：当主动轮转动时，由于带和带轮间的啮合，便拖动从动轮一起转动，并传递动力（同步带传动）。3．带传动的特点结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲减振；摩擦式带传动有弹性滑动和打滑的现象，传动比不稳定。4.带传动的类型8.2带传动的工作情况分析带传动的工作情况分析是指带传动的受力分析、应力分析、运动分析，带传动是一种挠性传动，其工作情况具有一定的特点。1.受力分析带传动尚未工作时，传动带中的预紧力为F0。带传动工作时，一边拉紧，一边放松，记紧边拉力为F1和松边拉力为F2。设带的总长度不变，根据线弹性假设：F1－F0＝F0－F2；或：F1＋F2＝2F0；记传动带与小带轮或大带轮间总摩擦力为Ff，其值由带传动的功率P和带速v决定。定义由负载所决定的传动带的有效拉力为Fe＝P/v，则显然有Fe＝Ff。取绕在主动轮或从动轮上的传动带为研究对象，有：Fe＝Ff＝F1－F2；因此有：F1＝F0＋Fe／2；F2＝F0－Fe／2；带传动的最大有效拉力Fec由欧拉公式确定，即：feFF211120ffeceeFF欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系，或者是给出了一个具体的带传动所能提供的最大有效拉力Fec。由欧拉公式可知：（1）预紧力F0↑→最大有效拉力Fec↑（2）包角α↑→最大有效拉力Fec↑（3）摩擦系数f↑→最大