机械设计介绍--总论、连接
- 1 介绍
- 2 机械设计知识整理 【muzing整理编写】
- 参考
1 介绍
1.1 概述
1.2 资料
书籍
机械设计邱宣怀.[第4版]
机械设计 主编 濮良贵 陈国定 吴立言 [第十版] 【西北工业大学】
在线资料
2 机械设计知识整理 【muzing整理编写】
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******** 第一篇 总论 ********
本篇概括地论述与机械设计课程普遍有关的内容
第一章 绪论、机械设计总论
“战神”GTR 的心脏:VR38DETT
1-1 机械与机械设计在社会发展中的作用
机器是用来代替人们体力和部分脑力劳动的工具,机器通过将能量、物料和信息等进行传递或转换来为人类做各种有用功。
现代的机器,正朝着自动化、智能化、性能更高以及与人类更加和谐的方向发展。
1-2 机械设计课程的内容、性质与任务
机器的基本组成要素是 机械零件。
研究对象:一般尺寸常用工作参数通用零件。
研究内容:介绍整台机器机械部分设计的基本知识,重点讨论一般尺寸和常用工作参数下的通用零件的设计,包括基本设计理论和方法、相关标准和技术资料等。
机械设计课程的主要任务是培养学生以下方面的能力:
- 具有正确的设计思想并勇于创新探索
- 掌握通用零件的设计原理、方法和机械设计的一般规律
- 具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力
- 掌握典型机械零件的试验方法,获得试验技能的基本训练
- 了解国家当前的有关技术经济政策,并对机械设计的新发展有所了解
> 机械设计总论
2-1 机器的组成
原动机部分:
驱动整部机器完成预定功能的动力源
将其他形式的能量转换为可以利用的机械能。
传动部分:
完成运动形式、运动及动力参数转变。
执行部分:
用来完成机器预定功能的组成部分。
测控系统:…
辅助系统:润滑、显示、照明等。
2-2 设计机器的一般程序
计划阶段
对所要设计的机器仅有一个模糊的概念
方案设计阶段
技术设计阶段
(1)机器的运动学设计
(2)机器的动力学计算
- 载荷表现形式:功率 P 或 力 F / 力矩 T
- 名义载荷、计算载荷
(3)零件的工作能力设计
(4)部件装配草图及总装配草图的设计
(5)主要零件的校核
纸上装配
技术文件编制阶段
计算机在机械设计中的应用
2-3 对机器的主要要求
使用功能要求
经济性要求
劳动保护和环境保护要求
寿命与可靠性的要求
可靠度 R :在规定的使用时间(寿命)内和给定的环境条件下机器能够正常工作的概率
其他专用要求
2-4 机械零件的主要失效形式
整体断裂
强度极限
过大的残余变形
屈服极限
零件的表面破坏
腐蚀、磨损、接触疲劳
破坏正常工作条件引起的失效
2-5 设计机械零件时应满足的基本要求
避免在预定寿命期内失效的要求
(1)强度
(2)刚度
(3)寿命
结构工艺性要求
经济性要求
质量小的要求
可靠性要求
2-6 机械零件的设计准则
强度准则
σ ≤ σ l i m S \sigma \leq \frac{\sigma_{lim}}{S} σ≤Sσlim
刚度准则
y ≤ [ y ] y \leq [y] y≤[y]
寿命准则
影响寿命的主要因素:腐蚀、磨损、接触疲劳
振动稳定性准则
振动稳定性:在设计时要使机器中受激振作用的各零件的固有频率与激振源的频率错开
0.85 f > f p 0.85f > f_p 0.85f>fp
1.15 f < f p 1.15f < f_p 1.15f<fp
f f f 代表零件固有频率, f p f_p fp 代表激振源的频率
可靠性准则
浴盆曲线:失效率曲线
平均寿命:
- 对不可修复的零件,指其失效前的平均工作时间,MTTF(mean time to failures)
- 对于可修复的零件,指其平均故障间隔时间,MTBF(mean time between failures)
2-7 机械零件的设计方法
理论设计
σ ≤ σ l i m S \sigma \leq \frac{\sigma_{lim}}{S} σ≤Sσlim
F A ≤ σ l i m S \frac{F}A \leq \frac{\sigma_{lim}}{S} AF≤Sσlim
字母符号 | 含义 |
---|---|
F | 作用于拉杆上的外载荷 |
A | 拉杆横截面面积 |
σ l i m σ_{lim} σlim | 拉杆材料的极限应力 |
S | 设计安全系数 (简称安全系数) |
设计计算:能通过简单的力学模型进行设计的零件
校核计算:结构复杂,应力分布较复杂,但又能用现有的应力分析方法(以强度为设计准则时)或变形分析方法(以刚度为设计准则时)进行计算的场合
经验设计
模型试验设计
费时、昂贵,只用于特别重要的设计中
2-8 机械零件设计的一般步骤
(1)根据零件的使用要求,选择零件的类型和结构
(2)根据机器的工作要求,计算作用在零件上的载荷
(3)根据零件的类型、结构和所受载荷,分析零件可能的失效形式,从而确定零件的设计准则
(4)根据零件的工作条件及对零件的特殊要求(例如高温或在腐蚀性介质中工作等),选择适当的材料
(5)根据设计准则进行有关的计算,确定零件的基本尺寸
(6)根据工艺性及标准化等原则进行零件的结构设计
(7)细节设计完成后,必要时进行详细的校核计算,以判定结构的合理性
(8)画出零件的工作图,并写出计算说明书
2-9 机械零件的材料及其选用
机械零件常用的材料
- 金属材料
- 高分子材料
- 陶瓷材料
- 复合材料
机械零件材料的选择原则
(1)载荷、应力的大小和性质
(2)零件的工作情况
(3)零件的尺寸及质量
(4)零件结构的复杂程度及材料的加工可能性
(5)材料的经济性
(6)材料的供应状况
2-10 机械零件设计中的标准化
零件的标准化:通过对零件的尺寸、结构要素、材料性能、检验方法、设计方法、制图要求等,制定出各类大家共同遵守的标准
系列化:对于同一产品,为了符合不同的使用条件,在同一基本结构或基本尺寸条件下,规定出若干个辅助尺寸不同的产品,称为不同的系列
2-11 机械现代设计方法简介
(1)从静态设计到动态设计的转化
(2)从定性分析到定量分析的转化
(3)从常规设计到可靠性设计的转化
(4)从一般性设计到优化设计的转化
(5)从串行设计到并行设计的转化
(6)从宏观分析到微观分析的转化
(7)从离散设计到连续设计的转化
(8)从人工设计到自动化设计的转化
第二章 零件的工作能力和计算准则
本章对应 邱宣怀 《机械设计:第四版》 第二章
失效:机械零件丧失工作能力或达不到设计性能要求时
工作能力:零件不发生失效时的安全工作限度(对于载荷而言的工作能力称为承载能力)
同一零件有多种失效形式,对应有多种工作能力,起决定作用的是承载能力中的较小值
2-1 载荷与应力的分类
载荷分类
静载荷:不随时间变化或变化缓慢的载荷
变载荷:随时间做周期性变化或非周期性变化的载荷
设计载荷与名义载荷: 设计载荷 = 名义载荷 × 载荷系数 K
应力分类
静应力
变应力
- 非对称循环变应力
- 脉动循环变应力
- 对称循环变应力
静应力 | 非对称循环变应力 | 脉动循环变应力 | 对称循环变应力 | |
---|---|---|---|---|
平均应力 σ m \sigma_m σm | σ m a x = σ m i n \sigma_{max} = \sigma_{min} σmax=σmin | ( σ m a x + σ m i n ) / 2 (\sigma_{max} + \sigma_{min}) / 2 (σmax+σmin)/2 | σ a = σ m a x 2 \sigma_a = \frac{\sigma_{max}}{2} σa=2σmax | 0 |
应力幅 σ a \sigma_a σa | 0 | ( σ m a x − σ m i n ) / 2 (\sigma_{max} - \sigma_{min}) / 2 (σmax−σmin)/2 | 0 | σ m a x = σ m i n \sigma_{max} = \sigma_{min} σmax=σmin |
循环特性 r | +1 | σ m i n σ m a x \frac{\sigma_{min}}{\sigma_{max}} σmaxσmin | 0 | -1 |
几个指标:
- 最大应力 σ m a x \sigma_{max} σmax
- 最小应力 σ m i n \sigma_{min} σmin
- 平均应力 σ m = σ m a x + σ m i n 2 \sigma_{m} = \frac{\sigma_{max} + \sigma_{min}}{2} σm=2σmax+σmin
- 应力幅 σ m = σ m a x − σ m i n 2 \sigma_{m} = \frac{\sigma_{max} - \sigma_{min}}{2} σm=2σmax−σmin
- 循环特性 r = σ m i n σ m a x r = \frac{\sigma_{min}}{\sigma_{max}} r=σmaxσmin
静载荷也可产生变应力
名义应力:用材料力学公式,根据名义载荷求得的应力
计算应力:根据计算载荷求得的应力
2-2 机械零件的体积强度
两种判断零件强度的方法
许用应力
[ σ ] = σ l i m S σ [\sigma] = \frac{\sigma_{lim}}{S_{\sigma}} [σ]=Sσσlim
[ τ ] = τ l i m [ S τ ] [\tau] = \frac{\tau_{lim}}{[S_{\tau}]} [τ]=[Sτ]τlim
许用安全系数
S σ = σ l i m σ ≥ [ S σ ] S_{\sigma} = \frac{\sigma_{lim}}{\sigma} \geq [S_\sigma] Sσ=σσlim≥[Sσ]
S τ = τ l i m τ ≥ [ S τ ] S_{\tau} = \frac{\tau_{lim}}{\tau} \geq [S_\tau] Sτ=ττlim≥[Sτ]
静应力强度
在静应力时工作的零件,其强度失效将是塑形变形或断裂
1.单向应力时的塑形材料零件
- 按照不发生塑形变形的条件进行强度计算
- 极限应力应为材料的屈服极限 σ s \sigma_s σs 或 τ s \tau_s τs
2.复合应力时的塑形材料零件
- 根据第三或第四强度理论来确定其强度条件
- σ = σ b 2 + 4 τ T 2 ≤ [ σ ] \sigma = \sqrt{\sigma^2_b + 4\tau^2_T} \leq [\sigma] σ=σb2+4τT2≤[σ]
- σ = σ b 2 + 3 τ T 2 ≤ [ σ ] \sigma = \sqrt{\sigma_b^2 + 3\tau_T^2} \leq [\sigma] σ=σb2+3τT2≤[σ]
3.允许少量塑形变形的零件
- 极限载荷:应力的极限状态对应的载荷
4.脆性材料和低塑性材料的零件
- 组织不均匀的材料(如灰铸铁):在计算时不考虑应力集中
- 组织均匀的低塑性材料(如低温回火的高强度钢):考虑应力集中
变应力强度
在变应力时工作的零件,其强度失效将是疲劳断裂
疲劳极限 σ r N \sigma_rN σrN:循环特性 r r r 一定时,应力循环 N 次后,材料不发生疲劳破坏时的最大应力
影响零件疲劳极限的因素:循环特性、循环次数、应力集中、零件尺寸、表面状态等
许用安全系数
考虑因素:
1.载荷和应力的性质和计算的准确性
2.材料的性质和材质的不均匀性
3.零件的重要程度
4.工艺质量和探伤水平
5.运行条件(平稳、冲击)
6.环境情况(腐蚀、温度)
在保证安全、可靠的前提下,尽可能选用较小的许用安全系数
部分安全系数法:
许用安全系数 [ S ] [S] [S] 等于单独考虑各影响因素的部分安全系数的连乘积,即 [ S ] = [ S 1 ] [ S 2 ] . . . [ S n ] [S] = [S_1][S_2]...[S_n] [S]=[S1][S2]...[Sn]
提高机械零件强度的措施
1.合理布置零件,减小所受载荷
2.降低载荷集中,均匀载荷分布
- 如使用鼓形齿
- 提高分度精度,使较多齿(如齿轮、花键)能同时分担载荷
- 自动调节载荷分布(如自动调心滑动轴承替换普通滑动轴承)
- 并联零件不能过多(如限制V带传动的V带根数)
3.采用等强度结构
4.选用合理截面
- 如梁的截面宜采用工字型、T字形;轴的截面采用圆形、空心圆形
5.减小应力集中
- 避免零件两交接部分的截面尺寸相差太大
- 增大零件上过渡曲线的曲率半径
- 增加卸载结构以减小或“转移”应力集中
疲劳强度
扩展为下一章的内容
2-3 机械零件的表面强度
表面接触强度
在载荷作用下,两零件表面理论上为线接触或点接触,考虑到弹性变形,实际上为很小的面接触
表面疲劳磨损:零件在循环接触条件下工作(如齿轮传动),接触应力随时间变化,接触表面的失效属于疲劳破坏,为表面疲劳磨损
提高表面接触强度的主要措施
- 增大接触表面的综合曲率半径 h o ho ho ,以降低接触应力
- 将外接触改成内接触
- 在结构设计上将点接触改为线接触
- 提高零件表面硬度
- 在一定范围内提高接触表面的加工质量
- 采用黏度较高的润滑油,除降低渗入裂纹的能力外,还能在接触区形成较厚的油膜,增大接触面积,从而降低接触应力
表面挤压强度
压溃
挤压应力:通过局部配合面间的接触来传递载荷的零件,在接触面上的压应力
σ p = F A ≤ [ σ p ] \sigma_p = \frac{F}{A} \leq [\sigma_p] σp=AF≤[σp]
字母符号 | 含义 |
---|---|
σ p \sigma_p σp | 挤压应力 |
[ σ p ] [\sigma_p] [σp] | 许用挤压应力 |
A A A | 接触面积,或曲面接触时的投影面积 |
表面磨损强度
1.压强 p ≤ [ p ] p \leq [p] p≤[p] MPa
2.速度 v ≤ [ v ] v \leq [v] v≤[v] m/s
3.功率 p v ≤ [ p v ] pv \leq [pv] pv≤[pv]
提高表面磨损强度的主要措施
- 选用合适的摩擦副材料,如钢 - 青铜
- 提高表面硬度
- 降低表面粗糙度值
- 采用有效的润滑剂和润滑方法
- 表面镀层、氧化处理
- 防止灰尘落入两摩擦表面间,如加防尘罩
- 限制工作温度过高,如利用风扇散热
2-4 机械零件的刚度
刚度:零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力,其大小常用产生单位弹性变形所需的外力或外力矩表示
柔度:常用单位外力或外力矩所产生的弹性变形来表示
刚度的影响
凡是对弹性变形、变形稳定性、精度或振动有一定要求的零件,都应具有一定的刚度
- 如果某些零件刚度不足,将影响机器正常工作
- 刚度有时也是保证强度的一个重要条件
- 被加工零件和机床零件都应具有一定的刚度,以保证加工精度
- 对弹簧一类的弹性零件,满足柔度要求是计算前提
- 刚度影响零件自振频率。刚度小自振频率低,刚度大自振频率高
刚度计算概述
利用材料力学公式计算零件的弹性变形量,使其不超过相应的许用值
影响刚度的因素及其改进措施
1.材料对刚度的影响
2.结构对刚度的影响
3.预装紧配对接触刚度的影响
2-5 机械零件的冲击强度
冲击强度和冲击变形计算
F ′ = ( 1 + 1 + 2 h y ) F = K 1 F' = (1 + \sqrt{1 + \frac{2h}y})F = K_1 F′=(1+1+y2h)F=K1
K 1 = 1 + 1 + 2 h y K_1 = 1 + \sqrt{1 + \frac{2h}y} K1=1+1+y2h
F ′ F' F′ 冲击载荷
K 1 K_1 K1 冲击系数
在自由落体冲击下,距离 h 愈小和零件静载荷弹性变形 y 愈大,冲击系数、冲击载荷和冲击变形愈小;即使 ℎ ≈ 0,冲击载荷和冲击变形也要增大到静载荷时的两倍
提高机械零件冲击强度和缓冲能力的措施
1.采用能增大零件弹性变形的结构
2.采用弹性模量低的材料,以获得大的弹性变形
3.增加缓冲零件吸收冲击能
4.采用无间隙或预紧的联接,防止由间隙引起冲击
2-6 温度对机械零件工作能力的影响
设计摩擦副时,常常需进行热平衡计算
温度对材料膨胀和收缩的影响
温度变化能使材料胀缩,引起零件尺寸、配合间隙或过盈量发生变化,从而影响零件的正常工作能力。当尺寸变化受到约束而不能自由胀缩时,便在零件中产生应力
温度对材料力学性能的影响
蠕变:在一定的工作温度和应力下,零件塑形变形缓慢而连续增长的现象
蠕变极限:在工作温度下,蠕变速率达到某一值时的极限应力
改善蠕变措施:
- 高温工作的零件要采用蠕变小的材料制造
- 对有蠕变的零件进行冷却或隔热
- 防止零件向可能损害设备功能或造成拆卸困难的方向蠕变
松弛:在预紧情况下工作的零件总变形量不变,而其弹性变形随时间逐渐转化为塑形变形,引起应力逐渐降低的现象
改善松弛措施:
- 选择满足工作温度要求的材料
- 尽量采用少而加工良好的接合面
- 对于输送气体等的管道凸缘的紧螺栓联接,定期补充拧紧
2-7 机械零件的振动稳定性
振动稳定性
振动:零件发生周期弹性变形的现象
失稳:机器或零件发生共振,振幅急剧增大,丧失振动稳定性
振动稳定性计算概述
由于外力作用频率常取决于机器工作频率,不可改变,故应改变零件自振频率以避免发生共振。
提高零件自振频率:增大零件刚度、减小质量
降低零件自振频率:减小零件刚度、增大质量
减轻振动的措施
- 采用对称结构、减少悬臂长度、缩短中心距
- 对转动零件进行平衡
- 利用阻尼作用消耗引起振动的能量
- 设置隔振零件
- 设置阻尼器或吸振器
2-8 机械零件的可靠性
可靠性概念
可靠性:产品在规定的条件下和规定的时间内,完成规定功能的能力
可靠度:产品在规定的条件下和规定的时间内,完成规定功能的概率,常用 R t R_t Rt 表示
累积失效概率:产品在规定的条件下和规定的时间内失效的概率,常用 F t F_t Ft 表示
机械零件的可靠性计算
将工作应力和极限应力等参数看作随机变量,根据它们的失效分布规律,运用概率论和数理统计的方法得出可靠的定量指标
串联系统可靠度
R = R 1 R 2 . . . R n R = R_1 R_2 ... R_n R=R1R2...Rn
提高机械零件可靠性的措施
- 设计上要力求结构简单,传动链短,零件数少,调整环节少,联接可靠等
- 设法提高系统中最低可靠度零件的可靠度
- 尽量选用可靠度高的标准件
- 避免采用容易出现维护疏忽和操作错误的结构
- 结构布置要能直接检查和修理
- 合理规定维修期
- 必要时增加备用系统
- 设置检测系统以便及时报警故障
- 增加过载保护装置、自动停机装置等
第三章 零件的疲劳强度
本章对应 邱宣怀 《机械设计:第四版》 第三章
及 濮良贵 《机械设计:第十版》 第三章
3-1 疲劳断裂特征
- 疲劳源
- 疲劳发展区
- 脆性断裂区
- 前沿线
- 垄沟纹
3-2 疲劳曲线和疲劳极限应力图
反映材料在相同循环次数和不同循环特性下疲劳极限变化情况
近似呈抛物线分布
简化为几条折线段
疲劳曲线
表示循环次数 N N N 与疲劳极限间的关系曲线,称为疲劳曲线, σ − N \sigma - N σ−N 或 τ − N \tau - N τ−N 曲线。
有限寿命区
无限寿命区
疲劳极限应力图
反映材料在相同循环次数和不同循环特性下疲劳极限变化情况
近似呈抛物线分布
简化为几条折线段
3-3 影响机械零件疲劳强度的主要因素
3-4 零件的许用疲劳极限
A B ‾ \overline{AB} AB : σ − 1 = σ a + φ σ . σ m \sigma_{-1} = \sigma_a + \varphi_{\sigma}.\sigma_m σ−1=σa+φσ.σm
A ′ B ′ ‾ \overline{A'B'} A′B′ : σ − 1 = K σ σ a e ′ + φ m e ′ \sigma_{-1} = K_{\sigma}\sigma_{ae}' + \varphi_{me}' σ−1=Kσσae′+φme′
3-5 零件的疲劳强度计算
单向应力
复合应力
r − C r - C r−C
求 N ′ N' N′ 坐标
σ m e ′ = σ − 1 . σ m K σ . σ a + φ σ . σ m \sigma_{me}' = \frac{\sigma_{-1}.\sigma_m}{K_\sigma.\sigma_a + \varphi_\sigma.\sigma_m} σme′=Kσ.σa+φσ.σmσ−1.σm
安全系数计算
(1)按照 σ m a x 求 \sigma_{max} 求 σmax求
S = σ l i m σ m a x = σ m a x ′ σ m a x = σ − 1 K σ . σ a + φ σ . σ m ≥ [ S ] S = \frac{\sigma_{lim}}{\sigma_{max}} = \frac{\sigma_{max}'}{\sigma_{max}} = \frac{\sigma_{-1}}{K_{\sigma}.\sigma_a + \varphi_\sigma.\sigma_m} \geq [S] S=σmaxσlim=σmaxσmax′=Kσ.σa+φσ.σmσ−1≥[S]
(2)按 σ a \sigma_a σa 求
S a = σ − 1 K σ . σ a + φ σ . σ m ≥ [ S ] S_a = \frac{\sigma_{-1}}{K_\sigma.\sigma_a + \varphi_\sigma.\sigma_m} \geq [S] Sa=Kσ.σa+φσ.σmσ−1≥[S]
(3)按屈服求
S σ = σ s σ m + σ a ≥ [ S ] S_\sigma = \frac{\sigma_s}{\sigma_m + \sigma_a} \geq [S] Sσ=σm+σaσs≥[S]
3-6 规律性非稳定变应力时机械零件的疲劳强度
3-7 低周循环疲劳概述
3-8 疲劳裂纹寿命概述
第四章 摩擦、磨损及润滑概述
4-1 摩擦
本节只着重讨论金属表面间的滑动摩擦
膜厚比 λ \lambda λ:
用于大致估计两滑动表面所处的摩擦(润滑)状态
λ = h m i n ( R q 1 + R q 2 ) 1 2 \lambda = \frac{h_{min}}{(R_{q1} + R_{q2})^{\frac{1}2}} λ=(Rq1+Rq2)21hmin
h m i n h_{min} hmin : 两滑动粗糙表面间的最小公称油膜厚度,μm
R q 1 , R q 2 R_{q1}, R_{q2} Rq1,Rq2 : 两表面形貌轮廓的均方根偏差,μm(为算数平均偏差 R a 1 , R a 2 R_{a1}, R_{a2} Ra1,Ra2 的 1.20 ~ 1.25倍
膜厚比 | 状态 |
---|---|
λ ≤ 1 \lambda \leq 1 λ≤1 | 边界摩擦(润滑) |
1 < λ ≤ 3 1 < \lambda \leq 3 1<λ≤3 | 混合摩擦(润滑) |
λ > 3 \lambda > 3 λ>3 | 流体摩擦(润滑) |
干摩擦
表面间无任何润滑剂或保护膜的纯金属接触时的摩擦
公称接触面积(表观接触面积) A 0 A_0 A0
真实接触面积 A r A_r Ar
对金属材料(特别是钢)目前较多采用修正后的黏附理论,认为作相对运动的两个金属表面间的摩擦因数为
f = F f F n = τ B j σ S y ′ f = \frac{F_f}{F_n} = \frac{\tau_{Bj}}{\sigma_{Sy}'} f=FnFf=σSy′τBj
= 界面剪切强度极限 / 两种金属基体中较软的压缩屈服极限
边界摩擦(边界润滑)
运动副的摩擦表面被吸附在表面的边界膜隔开、摩擦性质取决于边界膜和表面的吸附性能的摩擦
单层分子边界膜的摩擦模型
边界膜:比较牢固地吸附在金属表面上的分子膜
边界膜分类(按形成机理):
吸附膜
-
- 物理吸附膜
-
- 化学吸附膜
-
- 吸附膜的吸附强度随温度升高而下降,达到一定温度后吸附膜发生软化、失向和脱吸现象
反应膜
-
- 低剪切强度、高熔点
-
- 比两种吸附膜都更稳定
提高边界膜强度的措施:
- 合理选择摩擦副材料和润滑剂
- 降低表面粗糙度值
- 在润滑剂中加入适量的油性添加剂和极压添加剂
混合摩擦(混合润滑)
摩擦状态处于边界摩擦及流体摩擦的混合状态
在一定条件下,混合摩擦能有效地减小摩擦阻力,其摩擦因数比边界摩擦时小得多
流体摩擦(流体润滑)
运动副的摩擦表面被流体膜隔开、摩擦性质取决于流体内部分子间黏性阻力的摩擦
摩擦因数极小(油润滑时为 0.001 ~ 0.008),是理想的摩擦状态
4-2 磨损
运动副之间的摩擦导致的零件表面材料的逐渐丧失或迁移
磨合阶段:摩擦表面轮廓峰的形状变化、表面材料被加工硬化
稳定磨损阶段:零件磨损的速率平稳而缓慢,标志着摩擦条件保持相对恒定,其长短代表了零件使用寿命的长短
剧烈磨损阶段:零件的表面遭破坏,运动副中的间隙增大,引起额外的动载荷,出现噪声和振动
黏附磨损
摩擦表面的轮廓在相互作用的各点处发生“冷焊”后,在相对滑动时,材料从一个表面迁移到另一个表面,便形成了黏附磨损
金属摩擦副之间最普遍的一种磨损形式
磨粒磨损
外部进入摩擦面间的游离硬颗粒或硬的轮廓峰尖在较软材料表面上犁刨出很多沟纹时,被移去的材料一部分流动到沟纹的两旁,一部分则形成一连串的碎片脱落下来成为新的游离颗粒,这样的切削过程成为磨粒磨损
疲劳磨损
疲劳磨损是指由于摩擦表面材料微体积在重复变形时疲劳破坏而引起的机械磨损
流体磨粒磨损和流体侵蚀磨损(冲蚀磨损)
流体磨粒磨损是指由流动的液体或气体中所夹带的硬质物体或硬质颗粒作用引起的机械磨损
流体侵蚀磨损是指由液流或气流的冲蚀作用引起的机械磨损
机械化学磨损(腐蚀磨损)
机械化学磨损是指由机械作用及材料与环境的化学作用或电化学作用共同引起的磨损
氧化磨损是最常见的机械化学磨损之一
微动磨损(微动损伤)
微动磨损是一种甚为隐蔽的,由黏附磨损、磨粒磨损、机械化学磨损和疲劳磨损共同形成的复合磨损形式,发生在名义上相对静止,实际上存在循环的微幅相对滑动的两个紧密接触的表面上
微动损伤:微动磨损+微动腐蚀+微动疲劳
4-3 润滑剂、添加剂和润滑方法
润滑剂
润滑剂作用:减小摩擦、减轻磨损、保护零件不遭锈蚀、散热降温
类型 | 润滑剂 | 具体举例 |
---|---|---|
气体 | 任何气体 | 空气 |
液体 | 润滑油 | 矿物油、动植物油、合成油、各种乳剂 |
半固体 | 润滑脂 | 润滑油和稠化剂的稳定混合物 |
固体 | 任何可以形成固体膜以减小摩擦阻力的物质 | 石墨、二硫化钼、聚四氟乙烯 |
润滑油:
黏度:流动阻力,润滑油最重要的性能之一
1)动力黏度
黏性流体的摩擦定律(简称黏性定律):在流体中任意点处的切应力均与该处流体的速度梯度成正比
τ = − η ∂ u ∂ y \tau = -\eta \frac{\partial_u}{\partial_y} τ=−η∂y∂u
字母符号 | 含义 |
---|---|
τ \tau τ | 流体单位面积上的剪切阻力,即切应力 |
u u u | 流体的流动速度 |
∂ u ∂ y \frac{\partial_u}{\partial_y} ∂y∂u | 流体沿垂直于运动方向(即流体膜厚度方向)的速度梯度 |
η \eta η | 比例常数,即流体的动力黏度 |
摩擦学中把服从这个黏性定律的流体成为牛顿流体
2)运动黏度
工程中将流体的动力黏度 η \eta η 与同温度下该流体密度 h o ho ho 的比值成为运动黏度 u u u(单位 kg/m³),即:
u = η ρ u = \frac{\eta}{\rho} u=ρη
GB/T 3141-1994
3)条件黏度
在一定条件下,利用某种规格的粘度计,通过测定润滑油穿过规定孔道的时间来进行计量的黏度
对于一般矿物油的黏 - 压关系,可以用下面的经验公式表示:
η p = η 0 e α p \eta_p = \eta_0 e^{\alpha p} ηp=η0eαp
字母符号 | 含义 |
---|---|
η p \eta_p ηp | 润滑油在压力为 p 时的动力黏度,Pa⋅s |
η 0 \eta_0 η0 | 润滑油在 1 0 5 10^5 105 Pa 压力下的动力黏度,Pa⋅s |
e e e | 自然对数的底数,2.781⋯ |
α \alpha α | 润滑油的黏 - 压系数。当压力 p 的单位为 Pa 时,α 的单位即为 m²/N |
对于一般的矿物油, α ≈ ( 1 ∼ 3 ) ∗ 1 0 − 8 m 2 / N \alpha \approx (1 \sim 3) * 10^{-8} m^2/N α≈(1∼3)∗10−8m2/N
润滑性(油性):指润滑油中极性分子与金属表面吸附形成一层边界油膜,以减小摩擦和磨损的性能
极压性:润滑油中加入含硫、磷的有机极性化合物后,油中极性分子在金属表面生成抗磨、耐高压的化学反应边界膜的性能
闪点:当油在标准仪器中加热所蒸发出的油气一遇火焰即能发出闪光时的最低温度;衡量油的易燃性的尺度;应使工作温度比油的闪点低 30 ~ 40°C
凝点:润滑油在规定条件下不能再自由流动时所达到的最高温度
倾点:润滑油在规定条件下能够自由流动的最低温度
氧化稳定性:化学意义上矿物油很不活泼,但暴露在高温气体中时也会发生氧化
锥(针)入度(稠度):一个重 1.5N 的标准锥体,于 25 °C恒温下,由润滑脂表面经5 s 后刺入的深度
滴点:在规定的加热条件下,润滑脂从标准测量杯的孔口滴下第一滴液体时的温度;决定润滑脂的工作温度(至少应低于滴点20°C)
添加剂
在润滑油、润滑脂中加入的分量很少(百分之几到百万分之几)但对润滑剂性能改善起巨大作用的物质
添加剂作用:
- 提高润滑剂的油性、极压等,使其在极端工作条件下具有更有效的工作能力
- 推迟润滑油的老化变质,延长其正常使用寿命
- 改善润滑剂的物理性能:降低凝点、消除泡沫、提高黏度、改善其黏 - 温特性等
添加剂种类:油性添加剂、极压添加剂、分散净化剂、消泡添加剂、抗氧化添加剂、降凝剂、增黏剂等
润滑方法
油润滑:
间歇润滑:手工用油壶或油枪向注油杯内注油;小型、低速或间歇运动的润滑场合
连续供油方法:
滴油润滑:针阀油杯(可调节滴油速度,停车时可停止供油)、油芯油杯(不可控制滴油速度)
油环润滑:转动的油环将油带到轴颈表面进行润滑,通常用于转速不低于 50r/min 的场合
浸油润滑:将需要润滑的零件的一部分浸在油池中,零件转动时将润滑油带至其润滑部位
飞溅润滑:利用转动件等将润滑油溅成油星以润滑轴承等需要润滑的零件
压力循环润滑:用油泵进行压力供油润滑,还能冷却轴承,多用于高速重载轴承或齿轮上
脂润滑:
只能间歇供应润滑脂
常用脂润滑装置:旋盖式油脂杯
4-4 流体润滑原理简介
流体动力润滑
利用摩擦面间的相对运动而自动形成承载油膜的润滑
两个作相对运动物体的摩擦表面,用借助于相对速度而产生的黏性流体膜将两摩擦表面完全隔开,由流体膜产生的压力来平衡外载荷
摩擦力小,磨损小,可以缓和振动与冲击
楔效应承载机理
弹性流体动力润滑
两个曲面体作相对滚动或滚 - 滑运动时,某些条件下在接触处形成承载油膜,接触处的弹性变形和油膜厚度相互影响
研究在相互滚动或伴有滑动的滚动条件下,两弹性物体间的流体动力润滑膜的力学性质,将计算油膜压力下摩擦表面变形的弹性方程、表述润滑剂黏度与压力间关系的黏压方程与流体动力润滑的主要方程结合起来,以求解油膜压力分部、润滑膜厚度分部等问题
流体静力润滑
从外部将加压的油送入摩擦面间,强迫形成承载油膜的润滑
靠液压泵(或其他压力流体源)将加压后的流体送入两摩擦表面之间,利用流体静压力来平衡外载荷。
******** 第二篇 连接 ********
概述
连接的意义和类型
意义
类型:
动连接(运动副)
静连接:
可拆连接
-
- 螺纹连接
-
- 键连接(花键、销等)
-
- 楔连接
可拆,或不可拆
-
- 弹性环连接
-
- 过盈连接
不可拆连接
-
- 铆接
-
- 焊接
-
- 胶接
第五章 螺纹连接与螺旋传动
螺纹连接属于“连接篇”,螺旋传动属于“传动篇”,但二者有许多相似相近之处,故放在同一章中讨论
5-1 螺纹
螺纹的类型和应用
螺纹的主要参数
以圆柱普通外螺纹为例:
以圆柱普通外螺纹为例:
参数 | 字母符号 | 定义 | 特点 |
---|---|---|---|
大径 | ( d ) | 螺纹的最大直径,即与螺纹牙顶相切的假想圆柱的直径 | 公称直径 |
小径 | ( d_1 ) | 螺纹的最小直径,即与螺纹牙底相切的假想圆柱的直径 | 在强度计算中常作为螺杆危险截面的计算直径 |
中径 | ( d_2 ) | 通过螺纹轴向截面内牙型上的沟槽和凸起宽度相等处的假想圆柱的直径 | 确定螺纹几何参数和配合性质的直径 |
线数 | ( n ) | 螺纹的螺旋线数目 | 连接螺纹多用单线螺纹以保证自锁性;传动螺纹多用双线或三线螺纹,以提高传动效率 |
螺距 | ( P ) | 螺纹相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离 | |
导程 | ( P_h ) | 同一条螺旋线上的相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离 | 单线螺纹,( P_h = P );多线螺纹,( P_h = nP ) |
螺纹升角 | ( \phi ) | 在中径圆柱上螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面间的夹角 | ( \phi = \arctan\left(\frac{P_h}{\pi d_2}\right) = \arctan\left(\frac{nP}{\pi d_2}\right) ) |
牙型角 | ( \alpha ) | 螺纹轴向截面内,螺纹牙型两侧边的夹角 | |
牙侧角 | ( \beta ) | 螺纹牙型的侧边与螺纹轴线的垂直平面的夹角 | 对称牙型的牙侧角 ( \beta = \frac{a}{2} ) |
接触高度 | ( h ) | 内、外螺纹旋合后的接触面的径向高度 |
各种管螺纹的主要几何参数可查阅有关标准,其尺寸代号都不是螺纹大径,而近似等于管子的内径
5-2 螺纹连接的类型和标准连接件
螺纹连接的基本类型
螺栓连接
普通螺栓连接
被连接件上的通孔和螺栓杆间留有间隙
优点:通孔的加工精度要求低,结构简单,拆装方便,使用时不受被连接件材料的限制
铰制孔用螺栓连接
多采用基孔制过渡配合 ( H 7 m 6 , H 7 n 6 ) (\frac{H7}{m6}, \frac{H7}{n6}) (m6H7,n6H7)
优点:能精确固定被连接件的相对位置,并能承受较大横向载荷
双头螺柱连接
适用场合:结构上不能采用螺栓连接的场合,如被连接件之一太厚不宜制成通孔,材料又比较软,且需要经常拆装时
螺钉连接
紧定螺钉连接
标准螺纹连接件
- 六角头螺栓
- 双头螺柱
- 螺钉
- 紧定螺钉
- 自攻螺钉
- 六角螺母
- 圆螺母
- 垫圈
GB/T 3103.1-2002 紧固件公差 螺栓、螺钉、螺柱和螺母
螺纹连接件分为三个精度等级:
- A级:要求配合精确、防止振动等重要零件的连接
- B级:受载较大且经常装拆、调整或承受变载荷的连接
- C级:一般的螺纹连接(常用)
GB/T 3103.2-1982 紧固件公差 用于精密机械的螺栓、螺钉和螺母
GB/T 5782-2016 六角头螺栓
GB/T 16938-2008 紧固件 螺栓、螺钉、螺柱和螺母通用技术条件
5-3 螺纹连接的拧紧
预紧力:绝大多数螺纹连接在装配时都必须拧紧,使连接在承受工作载荷之前,预先受到力的作用
预紧目的:增强连接的可靠性和紧密性,以防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移
碳钢螺栓: F 0 ≤ ( 0.6 ∼ 0.7 ) σ s A 1 F_0 \leq (0.6 \sim 0.7)\sigma_s A_1 F0≤(0.6∼0.7)σsA1
合金钢螺栓: F 0 ≤ ( 0.5 ∼ 0.6 ) σ s A 1 F_0 \leq (0.5 \sim 0.6)\sigma_s A_1 F0≤(0.5∼0.6)σsA1
5-4 螺纹连接的防松
摩擦防松
方法 | 简述 | 特点和应用 |
---|---|---|
对顶螺母 | 两螺母对顶拧紧后,使旋合螺纹间始终受到附加的压力和摩擦力的作用。工作载荷有变动时,该摩擦力仍然存在。 | 结构简单,适用于平稳、低速和重载的固定装置上的连接。 |
弹簧垫圈 | [待补充] | 结构简单,使用方便。 |
自锁螺母 | 螺母一端制成非圆形收口或开缝后径向收口。 | 结构简单,防松可靠,可多次装拆而不降低防松性能。 |
机械防松
开口销与六角开槽螺母
止动垫圈
串联钢丝
破坏螺旋副运动关系防松
铆合
冲点
涂胶黏剂
5-5 螺栓组连接的设计
确定螺栓的数目、布置方式、结构尺寸
对于重要的连接,应根据连接的工作载荷,分析各螺栓的受力情况,找出受力最大的螺栓进行强度校核
螺栓组连接的结构设计
1.连接接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状,如圆形、环形、矩形、框形、三角形等
2.螺栓的布置应使各螺栓的受力合理
3.螺栓的排列应有合理的间距、边距
4.分布在同一圆周上的螺栓数目,应取 4、6、8等偶数,以方便在圆周上钻孔时的分度和刻线。同一螺栓组中的螺栓的材料、直径和长度均应相同
5.避免螺栓承受附加的弯曲载荷
螺栓组连接的受力分析
为简化计算而做的假设:
- 所有螺栓的拉伸刚度或剪切刚度(即各螺栓的材料、直径、长度)和预紧力均相同
- 螺栓的应变没有超出弹性范围
- 螺栓组的对称中心与连接接合面的形心重合
- 受载后连接接合面仍保持为平面
受横向载荷的螺栓组连接
受转矩的螺栓组连接
各螺栓所需的预紧力为:
F 0 ≥ K s T f ( r 1 + r 2 + . . . + r z ) = K s T f ∑ i = 1 z r i F_0 \geq \frac{K_sT}{f(r_1 + r_2 + ...+ r_z)} = \frac{K_s T}{f\sum_{i=1}^z r_i} F0≥f(r1+r2+...+rz)KsT=f∑i=1zriKsT
字母符号 | 含义 |
---|---|
f f f | 接合面的摩擦因数,查表 |
r i r_i ri | 第 i 个螺栓的轴线到螺栓组对称中心 O 的距离, mm |
z z z | 螺栓数目 |
K s K_s Ks | 防滑系数 |
受轴向载荷的螺栓组连接
受倾覆力矩的螺栓组连接
5-6 螺纹连接的强度计算
受力情况 | 主要破坏形式 | 设计准则 |
---|---|---|
受拉螺栓 | 螺栓杆螺纹部分发生断裂 | 保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度 |
受剪螺栓 | 螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪断 | 保证连接的挤压强度(决定性作用)和螺栓的剪切强度 |
1.根据连接的类型、连接的装配情况(预紧或不预紧)、载荷状态等条件,确定螺栓的受力
2.按相应的强度条件计算螺栓危险截面的直径或校核其强度
3.螺栓的其他部分(螺纹牙、螺栓头)和螺母、垫圈的结构尺寸,是根据等强度条件及使用经验规定的,通常都不需要进行强度计算,可按螺栓螺纹的公称直径由标准中选定
松螺栓连接强度计算
校核式: σ = F π 4 d 1 2 ≤ [ σ ] \sigma = \frac{F}{\frac{\pi}4 d_1^2} \leq [\sigma] σ=4πd12F≤[σ]
设计式: d 1 ≥ 4 F π [ σ ] d_1 \geq \sqrt{\frac{4F}{\pi[\sigma]}} d1≥π[σ]4F
字母符号 | 含义 | 单位 |
---|---|---|
F F F | 工作拉力 | N N N |
d 1 d_1 d1 | 螺栓危险截面的直径,即螺纹小径 | mm |
[ σ ] [\sigma] [σ] | 螺纹的许用拉应力 | MPa |
紧螺栓连接强度计算
仅承受预紧力的紧螺栓连接
按第四强度理论,螺栓预紧状态下的计算应力为:
σ c a = σ 2 + 3 τ 2 = σ 2 + 3 ( 0.5 σ ) 2 ≈ 1.3 σ \sigma_{ca} = \sqrt{\sigma^2 + 3\tau^2} = \sqrt{\sigma^2 + 3(0.5\sigma)^2} \approx 1.3\sigma σca=σ2+3τ2=σ2+3(0.5σ)2≈1.3σ
螺栓危险截面的拉伸强度条件:
σ c a = 1.3 F 0 π 4 d 1 2 ≤ [ σ ] \sigma_{ca} = \frac{1.3F_0}{\frac{\pi}4 d_1^2} \leq [\sigma] σca=4πd121.3F0≤[σ]
缺陷:要求保持较大的预紧力,会使螺栓的结构尺寸增加;在振动、冲击或变载荷下,由于摩擦因数 f 的变动,将使连接的可靠性降低,有可能出现松脱
减载零件:
- 减载销
- 减载套筒
- 减载键
由减载零件承担横向工作载荷,螺栓只保证连接,不再承受工作载荷,因此预紧力不必很大
承受预紧力和工作拉力的紧螺栓连接(重要)
F 2 = F 1 + F F_2 = F_1 + F F2=F1+F
F 1 = F 0 − C m C b + C m F F_1 = F_0 - \frac{C_m}{C_b + C_m}F F1=F0−Cb+CmCmF
F 2 = F 0 + C b C b + C m F F_2 = F_0 + \frac{C_b}{C_b + C_m}F F2=F0+Cb+CmCbF
相对刚度:
C b C b + C m \frac{C_b}{C_b + C_m} Cb+CmCb
其大小与螺栓和被连接件的结构尺寸、材料及垫片、工作载荷的作用位置等因素有关,其值在 0 ~ 1 范围内变动。
一般设计时,可根据垫片材料的不同使用下列推荐数据
垫片材料 | 相对刚度 |
---|---|
金属垫片 | 0.2 ~ 0.3 |
皮革垫片 | 0.7 |
铜皮石棉垫片 | 0.8 |
橡胶垫片 | 0.9 |
S c a = 2 σ − 1 t c + ( K σ − φ σ ) σ m i n ( K σ + φ σ ) ( 2 σ a + σ m i n ) ≥ S S_{ca} = \frac{2\sigma_{-1tc} + (K_\sigma - \varphi_\sigma)\sigma_{min}}{(K_\sigma + \varphi_\sigma)(2\sigma_a + \sigma_{min})} \geq S Sca=(Kσ+φσ)(2σa+σmin)2σ−1tc+(Kσ−φσ)σmin≥S
承受工作剪力的紧螺栓连接
螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为:
σ b s = F d 0 L m i n ≤ [ σ b s ] \sigma_{bs} = \frac{F}{d_0 L_{min}} \leq [\sigma_{bs}] σbs=d0LminF≤[σbs]
螺栓杆的剪切强度条件为:
τ = F π 4 d 0 2 ≤ [ τ ] \tau = \frac{F}{\frac{\pi}4 d_0^2} \leq [\tau] τ=4πd02F≤[τ]
字母符号 | 含义 | 单位 |
---|---|---|
F F F | 螺栓所受的工作剪力 | N N N |
d 0 d_0 d0 | 螺栓剪切面的直径(可取为螺栓孔的直径) | mm |
L m i n L_{min} Lmin | 螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度,应使 L m i n ≥ 1.25 d 0 L_{min} \geq 1.25 d_0 Lmin≥1.25d0 | mm |
[ σ b s ] [\sigma_{bs}] [σbs] | 螺栓或孔壁材料的许用挤压应力 | MPa |
[ τ ] [\tau] [τ] | 螺栓材料的许用切应力 | MPa |
5-7 螺纹连接件的材料及许用应力
螺纹连接件的材料
螺纹连接件的许用应力
螺纹连接件的许用应力与载荷性质(静、变载荷)、装配情况(松连接或紧连接)以及螺纹连接件的材料、结构尺寸等因素有关
螺纹连接件的许用拉应力:
[ σ ] = σ s S [\sigma] = \frac{\sigma_s}{S} [σ]=Sσs
5-8 提高螺纹连接强度的措施
降低影响螺栓疲劳强度的应力幅
改善螺纹牙上载荷分布不均的现象
减小应力集中的影响
采用合理的制造工艺方法
冷镦螺栓头部、滚压螺纹
原因:不切断材料纤维、金属流线的走向合理、冷作硬化、表面留有残余压应力
其他方法:氮化、氰化、喷丸等
5-9 螺旋传动
第六章 键、花键、无键连接和销连接
Shimano XTR M9111上的花键
6-1 键连接
键连接的功能、分类、结构形式及应用
平键连接
普通平键:
按构造分类:
- A型 圆头
- B型 平头
- C型 单圆头
一般 A 型键可不标出“A”,对于 B 型或 C 型键,需将“键”标为“键B”或“键C”
薄型平键:
键的高度为普通平键的 60% ~ 70%
传递扭矩的能力较低
使用场景:薄壁结构、空心轴、其他径向尺寸受限的场合
导向平键与滑键:
被链接的毂类零件在工作过程中必须在轴上作轴向移动
导向平键:较长的平键,用螺丝固定在轴上的键槽中
滑键:当零件需滑移的距离较大时;固定在轮毂上
半圆键连接
优点:工艺性较好、装配方便、尤其适用于锥形轴端与轮毂的连接
缺点:轴上键槽较深,对轴的强度削弱较大
一般只用于轻载静连接中
楔键连接
键的上下两面是工作面
1 : 100 的斜度
靠键的楔紧作用来传递扭矩
可以承受单向的轴向载荷,对轮毂起到单向的轴向固定作用
切向键连接
一对斜度为 1 : 100 的楔键组成
键槽对轴的削弱较大,常用于直径大于 100 mm 的轴上
键的选择和键连接强度计算
键的选择:
类型选择
-
- 结构特点
-
- 使用要求
-
- 工作条件
尺寸选择
按负荷标准规格和强度要求来取定
截面尺寸(键宽 b × 键高 h):根据键的标准选定
长度 L:键长等于或略短于轮毂的长度
普通平键的主要尺寸:查表
普通平键连接的强度条件:
σ b s = 2000 T k l d = 400 T h l d ≤ [ σ b s ] \sigma_{bs} = \frac{2000T}{kld} = \frac{400T}{hld} \leq [\sigma_{bs}] σbs=kld2000T=hld400T≤[σbs]
导向平键连接、滑键连接的强度条件:
p = 2000 T k l d = 400 T h l d ≤ [ p ] p = \frac{2000T}{kld} = \frac{400T}{hld} \leq [p] p=kld2000T=hld400T≤[p]
字母符号 | 含义 | 单位 | 备注 |
---|---|---|---|
T T T | 传递的扭矩 | N·m | T = F y ≈ F d 2 T = Fy \approx F \frac{d}2 T=Fy≈F2d |
k k k | 键与轮毂键槽的接触高度 | mm | k ≈ 0.5 h k \approx 0.5h k≈0.5h |
l l l | 键与轴的接触距离 | mm | |
d d d | 轴的直径 | mm | |
[ σ b s ] [\sigma_{bs}] [σbs] | 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力 | MPa | 查表 |
[ p ] [p] [p] | 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压力 | MPa | 查表 |
TODO 半圆键连接强度计算
TODO 楔键连接简化强度计算
进行强度校核后,如果强度不够,则采用双键:
- 两个平键布置:沿周向间隔 180°
- 两个半圆键:轴的同一条母线上
- 两个楔键:沿周向相隔 90° ~ 120°
- 强度校核中只按 1.5 个键计算(考虑到两键上载荷分配的不均匀性)
增加键的长度:在轮毂允许适当加长情况下,可以增加键的长度,以提高单键连接的承载能力。一般键长不宜超过 (1.5 ∼ 1.8)d
6-2 花键连接
花键连接的类型、特点和应用
优点:
- 连接受力较为均匀
- 齿根处应力集中较小,轴与毂的强度削弱较少
- 齿数较多,总接触面积大,可承受较大的载荷
- 轴上零件与轴的对中性好
- 导向性较好
- 可用切削的方法提高加工精度及连接质量
缺点:齿根仍有应力集中;有时需用专门设备加工;成本较高
适用场景:定心精度要求高、载荷大或经常滑移的连接
矩形花键:
轻系列(静连接或轻载连接)和中系列(中等载荷的连接)
小径定心(外花键和内花键的小径为配合面)
定心精度高、定心稳定性好
能用磨削的方法消除热处理引起的变形
渐开线花键:
分度圆压力角30° 45°
齿形定心,齿受载时,齿上的径向力能起到自动定心作用,有利于各齿均匀承载
花键连接强度计算
静连接: σ b s = 2000 T ψ z h l d m ≤ [ σ b s ] \sigma_{bs} = \frac{2000T}{\psi z h l d_m} \leq [\sigma_{bs}] σbs=ψzhldm2000T≤[σbs]
动连接: p = 2000 T ψ z h l d m ≤ [ p ] p = \frac{2000T}{\psi z h l d_m} \leq [p] p=ψzhldm2000T≤[p]
字母符号 | 含义 |
---|---|
ψ \psi ψ | 载荷分配不均系数,见下文注解 |
z z z | 花键的齿数 |
l l l | 齿的工作长度,mm |
h h h | 花键齿侧面的工作高度,见下文注解 |
d m d_m dm | 花键的平均直径,见下文注解 |
[ σ b s ] [\sigma_{bs}] [σbs] | 花键连接的许用挤压应力,MPa,查表 |
[ p ] p] p] | 花键连接的需用压力,MPa,查表 |
载荷分配不均系数:与齿数多少有关,一般取0.7 ~ 0.8,齿数多时取偏小值
花键齿侧面的工作高度:矩形花键时, h = D − d 2 − 2 C h = \frac{D - d}{2} - 2C h=2D−d−2C,D 为外花键的大径,d 为内花键的小径,C 为倒角尺寸
TODO
6-3 无键连接
凡是轴与毂的连接不用键或花键时,统称为无键连接
型面连接
一种把安装轮毂的那一段轴做成表面光滑而非圆形截面的柱体或非圆形截面的锥体,并在轮毂上制成相应的孔,轴与毂孔相配合而构成的连接
优点:良好的对中性、可传递较大的扭矩
缺点:(曾经)加工非圆形孔困难
常用型面曲线:摆线、等距曲线
其他截面形状:方形、正六边形、带切口的圆形
胀紧连接
在毂孔与轴之间装入胀紧连接套(简称胀套),在轴向力作用下,同时胀紧轴与毂而构成的一种静连接
优点:
定心性好、拆装方便、引起的应力集中较小、承载能力强、有安全保护作用
缺点:受到结构尺寸的限制
GB/T 28701-2012 胀紧联结套
传递扭矩时: T ≤ [ T ] T \leq [T] T≤[T]
传递轴向力时: F a ≤ [ F a ] F_a \leq [F_a] Fa≤[Fa]
传递联合作用的转矩和轴向力时:
F a 2 + ( 2000 T d ) 2 ≤ [ F a ] \sqrt{F_a^2 + (\frac{2000T}d)^2} \leq [F_a] Fa2+(d2000T)2≤[Fa]
字母符号 | 含义 |
---|---|
T T T | 传递的扭矩,N·m |
[ T ] [T] [T] | 胀套的额定扭矩,N·m |
F a F_a Fa | 传递的轴向力,N |
[ F a ] [F_a] [Fa] | 一个胀套的额定转矩,N⋅m |
d d d | 胀套内径,mm |
一个胀套不能满足要求时,可用两个以上的胀套串联使用,其总额定载荷(以转矩为例)为:
[ T n ] = m [ T ] [T_n] = m[T] [Tn]=m[T]
字母符号 | 含义 |
---|---|
[ T n ] [T_n] [Tn] | n 个胀套的总额定转矩,N⋅m |
m m m | 额定载荷系数,查表 |
由于单个胀套传递载荷的能力将随胀套数目的增加而降低,故胀套不宜过多
6-4 销连接
销按用途分类:
- 定位销:固定零件之间的相对位置
- 连接销:用于连接,可传递不大的载荷
- 安全销:作为安全装置中的过载剪断元件
销按类型分类:
1.圆柱销
- 靠过盈配合固定在销孔中
- 经多次拆装会降低其定位精度和可靠性
- 直径偏差有 h8 和 m6 两种
2.圆锥销
- 1 : 50 的锥度,在受横向力时可以自锁
- 拆装方便,定位精度高,可多次装拆而不影响定位精度
- 端部带螺纹的圆锥销:盲孔或拆卸困难的场合
- 开尾圆锥销:有冲击、振动的场合
3.槽销
- 碾压或模锻出的三条纵向沟槽
- 不易松脱,能承受振动和变载荷
- 安装槽销的孔不需要铰制,加工方便
- 可多次拆装
4.销轴
- 用于零件的铰接处,构成铰链连接
- 销轴通常用开口销锁定
5.开口销
- 装配时将尾部分开,以防脱出
- 还常用于螺纹连接的放松装置中
选用设计:
1.定位销
- 不做强度校核计算
- 直径按结构确定
- 销装入每一被连接件内的长度为销直径的 1 ~ 2倍
- 数目一般不少于两个
2.连接销
- 类型按工作要求选定
- 尺寸可根据连接的结构特点按经验或规范确定
- 必要时再按剪切和挤压强度条件进行校核计算
3.安全销
- 销的直径应按过载时被剪断的条件确定
销的材料:
- 35钢、45钢(开口销为低碳钢)
- 许用应力 [ τ ] = 80 [\tau] = 80 [τ]=80 MPa
- 许用挤压应力 [ σ b s ] [\sigma_{bs}] [σbs]:查表
第七章 铆接、焊接、胶接和过盈连接
本章涉及的内容较多,但由于这几种连接的结构设计、强度计算及工艺要求,均与各有关专业的技术规范或规程有密切的关联,因而下面只就它们的基本内容分别做一概略介绍
7-1 铆接
铆接是利用铆钉将两个或两个以上的元件(一般为板材或型材)连接在一起的一种不可拆的连接
典型结构组成:
- 铆钉(连接件)
- 板(被连接件)
- 盖板(辅助连接件)
铆接缝:
铆钉、板(、盖板)这些基本元件在构造物上所形成的连接部分的统称,简称铆缝
铆缝的种类、特性及应用
铆缝的种类:
按 接头情况:
- 搭接缝
- 单盖板对接缝
- 双盖板对接缝
按 铆钉排数:
- 单排
- 双排
- 多排
按 铆缝性能:
强固铆缝
-
- 以强度为基本要求
-
- 飞机蒙皮与框架、起重设备的机架、建筑物的桁架等结构用
紧密铆缝
-
- 以紧密性为基本要求
-
- 一般的流体贮存器和低压管道
强密铆缝
-
- 既有足够的强度,又能保证良好的紧密性
-
- 蒸汽锅炉、压缩空气贮存器等承受高压器皿的铆缝
优点:工艺设备简单、抗振、耐冲击、传力均匀、牢固可靠
缺点:结构一般较为笨重、被连接件(被铆件)上由于制有钉孔,使强度受到较大的削弱、铆接时一般噪声很大
应用范围:桥梁、建筑、造船、重型机械、飞机制造
铆钉的主要类型和标准
GB/T 863.1-1986 半圆头铆钉 (粗制)
GB/T 863.2-1986 小半圆头铆钉 (粗制)
GB/T 864-1986 平锥头铆钉 (粗制)
GB/T 865-1986 沉头铆钉 (粗制)
GB/T 866-1986 半沉头铆钉 (粗制)
GB/T 867-1986 ~ GB/T 876-1986 等
按钉头形状不同:半圆头、小半圆头、平锥头、平头、扁平头、沉头、半沉头铆钉等
实心、空心、半空心
抽芯铆钉:
- 芯杆+钉套
- 装配方便、高效、牢固、抗振
- 能铆接有较强振动部位的封闭结构以及强度要求高、有良好密封性的复杂件及管件
铆缝的受力、破坏形式及设计计算要点
铆缝的受力及破坏形式如图所示:
铆钉被剪断、板边被剪坏、钉孔接触面被压坏、板沿钉孔被拉断、板边被撕裂
强度系数 φ \varphi φ:
被铆件遭到钉孔削弱后的强度与完整时强度的比值
φ = ( t − d ) δ [ σ ] t δ [ σ ] t − d t < 1 \varphi = \frac{(t - d)\delta[\sigma]}{t \delta [\sigma]} \ \frac{t - d}{t} < 1 φ=tδ[σ](t−d)δ[σ] tt−d<1
7-2 焊接
焊接是通过加热或加压或两者并用,且用或不用填充材料,使工件达到结合的一种连接
电弧焊缝的基本形式、特性及应用实例
对接焊缝、角焊缝
焊接件常用材料及焊条
Q215、Q235
焊缝的受力及破坏形式
焊缝的强度计算
假设:应力分布均匀、不计残余应力
焊缝强度系数 φ \varphi φ:焊缝的强度与被焊件本身的强度之比
焊接件的工艺及设计注意要点
坡口
7-3 胶接
胶接及其应用
胶接是利用胶黏剂在一定条件下把预制的元件连接在一起的连接
优点:
- 可以胶接不同性质的材料,因两种性质完全不同的材料很难焊接,若采用铆接或螺纹连接又容易产生电化学腐蚀
- 可以胶接异型、复杂部件和大的薄板结构件,以避免焊接产生的热变形和铆接产生的机械变形
- 胶接是面连接,不易产生应力集中,故耐疲劳、耐蠕变性能较好
- 胶接容易实现密封、绝缘、防腐蚀,可根据要求使接头具有某些特种性能,如导电、透明、隔热等
- 胶接工艺简单,操作方便,能节约能源、降低成本、减轻劳动强度
- 胶接件外形平滑,比铆接、焊接和螺纹连接等可减轻重量(一般可轻20%左右)
缺点:
- 胶接接头抗剥离、抗弯曲及抗冲击振动性能较差
- 耐老化、耐介质(如酸、碱等)性能较差,且不稳定,多数胶黏剂的耐热性不高,使用温度有很大的局限性
- 胶接工艺的影响因素很多,难以控制,检测手段还不完善,有待改进和发展
应用范围:机床、汽车、拖拉机、造船、化工、仪表、航空、航天等
常用胶黏剂及其主要性能与选择原则
胶黏剂按使用目的分成下面三类做简单介绍
结构胶黏剂:
- 在常温下的抗剪强度一般不低于 8 MPa
- 经受一般高、低温或化学的作用不降低其性能
- 胶接件能承受较大的载荷
非结构胶黏剂:
- 在正常使用时有一定的胶接强度
- 但在受到高温或重载时,性能迅速下降
其他胶黏剂:
- 有特殊用途(防锈、绝缘、导电、透明、超高温、超低温、耐酸、耐碱等)的胶黏剂
胶黏剂的主要性能:
- 胶接强度:耐热性、耐介质性、耐老化性
- 固化条件:温度、压力、保持时间
- 工艺性能:涂布性、流动性、有效贮存期
- 其他特殊性能:防锈等
胶黏剂选择原则:
针对胶接件的使用要求及环境条件,从胶接强度、工作温度、固化条件等方面选取胶黏剂的品种,并兼顾产品的特殊要求(如防锈等)及工艺上的方便
胶接的基本工艺过程
胶接件胶接表面的制备
胶黏剂配置
涂胶
清理
固化
质量检验
胶接接头的结构形式、受力状况及设计要点
胶缝的抗剪切及抗拉伸性能强,抗扯离及抗剥离能力弱
胶接接头设计要点:
- 针对胶接件的工作要求正确选择胶黏剂
- 合理选定接头形式
- 恰当选取工艺参数
- 充分利用胶缝的承载特性,尽可能使胶缝承受剪切或拉伸载荷,而避免承受扯离、剥离
- 从结构上适当采取防止剥离的措施,如加装紧固装置、在边缘采用卷边和加大胶接面积等,防止从边缘或拐角处脱缝
- 尽量减小胶缝处的应力集中,如将胶缝处的板材端都切成斜角、或把胶黏剂和胶接件材料的膨胀系数选得很接近等
- 当有较大的冲击、振动时,应在胶接面间增加玻璃布层等缓冲减振材料
7-4 过盈连接
过盈连接的特点及应用
过盈连接是利用零件间的配合过盈来达到连接目的。这种连接也称为干涉配合连接或紧配合连接。
优点:结构简单、对中性好、承载能力大、承受冲击性好、对轴削弱少
缺点:配合面加工精度要求高、拆装不便
过盈连接的工作原理及装配方法
将外径为 d B d_B dB 的被包容件压入内径为 d A d_A dA 的包容件中
装配方法:压入法、胀缩法
过盈连接的设计计算
假设条件:
- 连接零件中的应力处于平面应力状态(即轴向应力 σ z = 0 \sigma_z = 0 σz=0),应变均在弹性范围内
- 材料的弹性模量为常量
- 连接部分为两个等长的厚壁筒,配合面上的压力为均匀分布
传递载荷所需的最小径向压力 p m i n p_{min} pmin
传递轴向力 F
p m i n ≥ F π d l f p_{min} \geq \frac{F}{\pi d l f} pmin≥πdlfF
字母符号 | 含义 |
---|---|
F | 外载荷 |
d | 配合公称直径 |
l | 配合长度 |
f | 配合面间的摩擦因数 |
传递扭矩 T
p m i n ≥ 2 T π d 2 l f p_{min} \geq \frac{2T}{\pi d^2 l f} pmin≥πd2lf2T
摩擦因数 f 的大小与配合面状态、材料及润滑情况等因素有关,应由试验测定。参考值:查表。
承受轴向力 F 和转矩 T 的联合作用
p m i n ≥ F 2 + ( 2 T d ) 2 π d l f p_{min} \geq \frac{\sqrt{F^2 + (\frac{2T}d)^2}}{\pi d l f} pmin≥πdlfF2+(d2T)2
过盈连接的最小有效过盈量 δ m i n \delta_{min} δmin
在径向压力为 p 时的过盈量为
Δ = p d ( C 1 E 1 + C 2 E 2 ) ∗ 1 0 3 \Delta = pd(\frac{C_1}{E_1}+ \frac{C_2}{E_2}) * 10^3 Δ=pd(E1C1+E2C2)∗103
过盈连接传递载荷所需要的最小过盈量应为
Δ m i n = p m i n d ( C 1 E 1 + C 2 E 2 ) ∗ 1 0 3 \Delta_{min} = p_{min}d(\frac{C_1}{E_1} + \frac{C_2}{E_2})*10^3 Δmin=pmind(E1C1+E2C2)∗103
字母符号 | 含义 |
---|---|
Δ , Δ m i n \Delta, \Delta_{min} Δ,Δmin | 过盈连接的过盈量和最小过盈量,μm |
p m i n p_{min} pmin | 配合面间所需的最小径向压力,MPa |
d d d | 配合的公称直径,mm |
E 1 , E 2 E_1, E_2 E1,E2 | 被包容件与包容件材料的弹性模量,MPa |
C 1 C_1 C1 | 被包容件的刚性系数, C 1 = d 2 + d 1 2 d 2 − d 1 2 − μ 1 C_1 = \frac{d^2 + d_1^2}{d^2 - d_1^2} - \mu_1 C1=d2−d12d2+d12−μ1 |
C 2 C_2 C2 | 包容件的刚度系数, C 2 = d 2 + d 2 2 d 2 − d 2 2 − μ 1 C_2 = \frac{d^2 + d_2^2}{d^2 - d_2^2} - \mu_1 C2=d2−d22d2+d22−μ1 |
d 1 , d 2 d_1, d_2 d1,d2 | 被包容件的内径和包容件的外径,mm |
μ 1 , μ 2 \mu_1, \mu_2 μ1,μ2 | 被包容件与包容件材料的泊松比。对于钢,μ = 0.3;铸铁 μ =0.25 |
对于压入法装配时,在上式基础上再增加被擦去部分 2 ( S 1 + S 2 ) 2(S_1 + S_2) 2(S1+S2),故计算公式为
δ m i n = Δ m i n + 2 ( S 1 + S 2 ) \delta_{min} = \Delta_{min} + 2(S_1 + S_2) δmin=Δmin+2(S1+S2)
S i = 1.6 R a i ( i = 1 , 2 ) S_i = 1.6 Ra_i \ \ \ \ \ \ (i = 1,2) Si=1.6Rai (i=1,2)
S 1 , S 2 S_1, S_2 S1,S2: 被包容件及包容件配合表面上微观尖峰被擦去部分的高度或压平深度,μm
R a 1 , R a 2 Ra_1, Ra_2 Ra1,Ra2: 被包容件及包容件配合表面粗糙度轮廓算术平均偏差,其值随表面粗糙度而异,μm
过盈连接的强度计算
连接的强度、连接零件本身的强度
脆性材料:
对被包容件
p m a x ≤ d 2 − d 1 2 2 d 2 σ B 1 2 ∼ 3 p_{max} \leq \frac{d^2 - d_1^2}{2d^2} \frac{\sigma_{B1}}{2 \sim 3} pmax≤2d2d2−d122∼3σB1
对包容件
p m a x ≤ d 2 2 − d 1 2 d 2 2 + d 2 σ B 2 2 ∼ 3 p_{max} \leq \frac{d_2^2 - d_1^2}{d_2^2 + d^2} \frac{\sigma_{B2}}{2 \sim 3} pmax≤d22+d2d22−d122∼3σB2
σ B 1 \sigma_{B1} σB1: 被包容件材料的压缩强度极限
σ B 2 \sigma_{B2} σB2: 包容件材料的拉伸强度极限
塑形材料:
不出现塑形变形的检验公式:
对被包容件内表层
p m a x ≤ d 2 − d 1 2 2 d 2 σ S 1 p_{max} \leq \frac{d^2 - d_1^2}{2d^2} \sigma_{S1} pmax≤2d2d2−d12σS1
对包容件内表层
p m a x ≤ d 2 2 − d 2 3 d 2 4 + d 4 σ S 2 p_{max} \leq \frac{d_2^2 - d^2}{\sqrt{3d_2^4 + d^4}} \sigma_{S2} pmax≤3d24+d4d22−d2σS2
σ S 1 \sigma_{S1} σS1: 被包容件材料的屈服极限
σ S 2 \sigma_{S2} σS2: 包容件材料的屈服极限
过盈连接最大压入力、压出力
最大压入力
F i = f π d l p m a x F_i = f \pi d l p_{max} Fi=fπdlpmax
最大压出力
F o = ( 1.3 ∼ 1.5 ) F i = ( 1.3 ∼ 1.5 ) f π d l p m a x F_o = (1.3 \sim 1.5 )F_i = (1.3 \sim 1.5 )f \pi d l p_{max} Fo=(1.3∼1.5)Fi=(1.3∼1.5)fπdlpmax
包容件加热及被包容件冷却温度
t 2 = δ m a x + Δ 0 α 2 d × 1 0 3 + t 0 t_2 = \frac{\delta_{max} + \Delta_0}{\alpha_2 d \times 10^3} + t_0 t2=α2d×103δmax+Δ0+t0
t 1 = − δ m a x + Δ 0 α 1 d × 1 0 3 + t 0 t_1 = - \frac{\delta_{max} + \Delta_0}{\alpha_1 d \times 10^3} + t_0 t1=−α1d×103δmax+Δ0+t0
字母符号 | 含义 |
---|---|
δ m a x \delta_{max} δmax | 所选得的标准配合在装配前的最大过盈量,μm |
δ 0 \delta_0 δ0 | 装配时为了避免配合面相互擦伤所需的最小间隙,μm |
d | 配合的公称直径,mm |
α 1 , α 2 \alpha_1, \alpha_2 α1,α2 | 被包容件及包容件材料的线膨胀系数,查有关手册 |
t 0 t_0 t0 | 装配环境的温度,℃ |
其中, Δ 0 \Delta_0 Δ0 通常采用同样公称直径的间隙配合 H 7 g 6 \frac{H7}{g6} g6H7 的最小间隙,或从手册中查取
包容件外径胀大量及被包容件内径缩小量
包容件外径最大胀大量
Δ d 2 m a x = 2 p m a x d 2 d 2 E 2 ( d 2 2 − d 2 ) \Delta d_{2 max} = \frac{2p_{max} d_2 d^2}{E_2(d_2^2 - d^2)} Δd2max=E2(d22−d2)2pmaxd2d2
被包容件内径最大缩小量
Δ d 1 m a x = 2 p m a x d 1 d 2 E 1 ( d 2 − d 1 2 ) \Delta d_{1 max} = \frac{2p_{max} d_1 d^2}{E_1(d^2 - d_1^2)} Δd1max=E1(d2−d12)2pmaxd1d2
参考
1、机械设计(邱宣怀.第4版)
2、muzing–《机械设计》知识点整理
3、机械设计 主编 濮良贵 陈国定 吴立言 [第十版] 【西北工业大学】