机械设计复习指南

2015《机械设计基础Ⅱ（零件）》复习指南考试题型：一、选择：20～22分二、填空：16分左右三、分析题：2～3个小题（20～30）CH5，CH10、CH11四、计算题：2～3小题，（24～30）CH5，CH8，CH10，CH11，CH13五、改错题：10～12（CH15轴系改错为主）注：1、本学期的指定教材为《机械设计》第九版。考试、作业一律以第九版教材中的公式为准，或以本学期本人的PPT课件为准！！！2、设计题目除主要设计参数如何选取？主要设计参数是取标准值、计算值还是圆整以外，其它一律不考！！！第三章机械零件的强度本章要求：载荷与应力的性质；稳定变应力的分类；变应力的循环特性r的判断；材料的疲劳曲线：N0、σr，KN系数，有限寿命区和无限寿命区。单向应力状态下零件的疲劳寿命：当工作应力按照r＝c，σm＝c，σmin＝C规律增长时，零件的极限应力点和失效形式。本章内容：基本知识点1．载荷和应力

(1)、载荷

载荷根据其性质可分为静载荷和变载荷。

静载荷：载荷的大小或方向不随时间变化或变化极缓慢的；

变载荷：载荷大小或方向随时间变化的。机械零部件上所受的载荷还可分为：工作载荷、名义载荷和计算载荷。

工作载荷：机械正常工作时所受的实际载荷。

名义载荷：按原动机的功率计算求得的载荷。通常由下式求得：

计算载荷：考虑零部件工作过程中还要承受附加载荷，从而对名义载荷(力F或转矩T)进行修正而得到的近似载荷。(2)应力

载荷作用在零件上将产生应力。根据其性质可分为：

静应力：不随时间而变或随时间缓慢变化的应力；

变应力：不断地随时间而变的应力。

大多数机械零部件都是处于变应力状态下工作的。2、静应力作用下的强度问题(§2-6机械零件的设计准则)

静应力作用下的机械零件强度约束条件有两种方式：

(1)、危险剖面处的计算应力(、)不超过许用应力([σ]、[τ])或(2)、危险剖面处的计算安全系数S不应小于许用安全系数[S]，即：

或

式中：

为极限正应力；为极限剪切应力；

对于塑性材料：主要失效形式是塑性变形，取其屈服极限(、)作为极限应力，即，；

对于脆性材料：主要失效形式是脆性破坏，取其强度极限(、)作为极限应力，即，。3、变应力作用下的强度问题（第三章概述）

静载荷和变载荷均可能产生变应力。在静载荷F作用下，转动心轴上的a点所受的应力就是一个对称循环的变应力。（1）、变应力的种类及特点

变应力可分为三类：

稳定循环变应力：应力变化周期、应力幅和平均应力均不随时间而变者；

不（非）稳定循环变应力：应力变化周期、应力幅或平均应力之一随时间而变者；

随机变应力：应力变化不呈周期性而带偶然性者。要求掌握稳定循环变应力：非对称循环变应力、脉动循环变应力、对称循环变应力。稳定循环变应力的主要参数：

应力变化周期T、应力幅、平均应力、循环特征r、绝对值最大应力和绝对值最小应力。各参数之间具有下面的关系：

；；；；对称循环变应力：，，r＝－1；

脉动循环变应力：，，，r＝0；

静应力：，，r＝＋1。非对称循环变应力：－1＜r＜＋1且r≠－1、0、＋1r的变化范围：－1≤r≤＋1例题：设有一零件受变应力作用，已知变应力的平均应力＝189Mpa，应力幅为＝129Mpa，试求该变应力的循环特征r。

解：最大应力为：＝189＋129＝318Mpa，

最小应力为：＝189－129＝60MPa，

循环特征为：＝60/318＝0.1887静应力作用下：极限应力（、）主要与材料的性能有关。

变应力作用下：其极限应力除了与材料的性能有关外，还与应力的循环特征r、应力循环次数N、应力集中、零件的表面情况和零件的尺寸大小等有关。（2）变应力时的极限应力：（P22，材料的疲劳曲线）也称材料的疲劳极限(或持久极限)，是当循环特征为r时，试件受"无数"次应力循环而不发生疲劳断裂的最大应力值。循环次数不同，疲劳极限不同；循环特征不同，疲劳极限也不同。材料的疲劳特性曲线与方程的意义？持久疲劳极限(r为对应的应力循环特征)。N0的意义？循环基数(N＞N0时,曲线趋于水平)。有限寿命设计与无限寿命设计含义？N＜N0：有限寿命；N≥N0：无限寿命，σ＜,N→∞。的意义？不同循环特征r下的不同应力（3）考虑应力集中、绝对尺寸、表面状态、强化处理时的疲劳极限应力（即零件的疲劳极限应力）

应力集中：在零件剖面几何形状突变处，局部应力要远远大于名义应力的现象。应力集中越厉害，疲劳极限越低。零件剖面的绝对尺寸越大，其疲劳极限越低。这主要是因为尺寸大时，材料晶粒粗，出现缺陷的概率多和机加工后表面冷作硬化层相对较薄。此外，零件的表面质量也会对疲劳极限产生影响。零件表面越光滑或经过强化处理(如喷丸、表面热处理、表面化学处理等)，零件的疲劳强度越高。上述四个参数用综合影响系数（Kσ）D（或Kσ）表示4．掌握单向稳定变应力下零件疲劳强度计算方法。（r=Cσm=Cσmin=C）P26图3-5，3-6和P27图3-7，3-8。能绘制简化的零件疲劳极限应力图。能根据工作应力点M和应力增长规律找到极限点M’，并能判断失效形式？不要求计算安全系数sσ，不要求查系数，5．零件的接触强度在机械零件设计中遇到的接触应力多为变应力，在这种情况下产生的失效属于接触疲劳破坏，它的特点是：零件在接触应力的反复作用下，首先在表面或表层产生初始疲劳裂纹，然后，在滚动接触过程中，由于润滑油被挤进裂纹内而形成高的压力，使裂纹加速扩展，最后，使表层金属呈小片状剥落下来，在零件表面形成一个个小坑，这种现象称为疲劳点蚀。疲劳点蚀常是齿轮、滚动轴承等零件的主要失效形式。零件接触表面的综合曲率半径越大，接触应力越小。摩擦磨损及润滑本章要求：摩擦的类型及主要特点（含义）；磨损的一般过程（三个阶段）；磨损的类型（五种）；流体动力润滑的形成原理；内容：主要知识点：1、摩擦的定义和分类（P46）

摩擦：两个接触表面作相对运动或有相对运动趋势时，在表面间会产生抵抗相对运动的阻力的自然现象。根据摩擦副的表面润滑状态，摩擦可分为干摩擦、边界摩擦、流体摩擦和混合摩擦。

2．磨损的定义和分类（P50）

磨损：由于表面的相对运动而使物体工作表面的物质不断损失的现象。按磨损的损伤机理磨损可分为：粘着磨损、磨粒磨损、表面疲劳磨损和腐蚀磨损（和冲蚀磨损）。一个零件的磨损过程大体可分为三个阶段：磨合磨损阶段、稳定磨损阶段及剧烈磨损阶段。

4、流体动力润滑的形成原理与三个条件（与滑动轴承结合）螺纹联接本章要求：螺纹的主要类型及应用场合；螺纹联接的四种基本类型及应用场合；螺栓联接预紧的目的和防松方法（三种）；单个螺栓联接的受力分析：螺栓杆受什么力单个螺栓联接强度计算公式的应用场合；螺栓组联接的结构设计和受力分析：螺栓如何布置，能分析出哪些螺栓受力最大，能绘制螺栓组的受力图，掌握前三种受力情况的计算公式，能计算出螺栓所受的最大力。基本知识点一．螺纹1．螺纹的类型和应用（P62表5-1）按螺旋线的位置分：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（作用）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．螺纹的基本参数d─螺纹大径，用于表示螺纹的公称直径；

d2─螺纹中径，是确定螺纹几何参数和配合性质的直径；

d1─螺纹小径，强度计算中作为危险截面的计算直径；

α─螺纹的牙形角；

n─线数，螺纹的螺旋线数目；

P─螺距，螺纹相邻两个牙型上对应点间的轴向距离；

S─导程，螺纹上任一点沿同一螺纹线转一周所移动的轴向距离,S=nP；

ψ─螺纹升角；3．常用螺纹联接螺纹：（p62表5-1）=1\*GB3①普通螺纹：同一公称直径按螺距大小，分为粗牙和细牙。细牙螺纹的螺距小，升角小，自锁性好，联接强度高，因牙细不耐磨，容易滑扣。一般联接多用粗牙螺纹，细牙螺纹常用于细小零件，薄壁管件或受冲击、振动和变载荷的连接中。细牙螺纹也可作为微调机构的调整螺纹用。=2\*GB3②管螺纹=3\*GB3③圆锥螺纹传动螺纹：=1\*GB3①矩形螺纹：尚未标准化，牙型为正方形，牙型角α=0°，其传动效率较其它螺纹高，但牙根强度弱，螺旋副磨损后，间隙难以修复和补偿，传动精度降低。=2\*GB3②梯形螺纹：牙型为等腰梯形，牙型角为α＝30°，内外螺纹以锥面贴紧不易松动。与矩形螺纹相比，传动效率略低，但工艺性好，牙根强度高，对中性好。如用剖分螺母，还可以调整间隙。梯形螺纹是最常用的传动螺纹。=3\*GB3③锯齿形螺纹：牙型为不等腰梯形，工作面的牙侧角为3°，非工作面的牙侧角为30°，外螺纹牙根有较大的圆角,以减小应力集中。内、外螺纹旋合后，大径处无间隙，便于对中。这种螺纹兼有矩形螺纹传动效率高、梯形螺纹牙根强度高的特点，但只能用于单向受力的螺纹联接或螺旋传动中。二、螺纹联接的类型和标准联接件1．螺纹联接的基本类型（P64）=1\*GB3①普通螺栓联接被联接件的通孔与普通螺栓的杆部之间留有一定的间隙（间隙配合）。通孔的加工精度要求较低，结构简单，装拆方便。应用场合：主要承受轴向载荷，被联接件较薄能钻通孔，十分广泛。=2\*GB3②铰制孔用螺栓联接（也称配合螺栓联接）被联接件通孔与螺栓的杆部之间多采用基孔制过渡配合（螺栓与孔壁之间可看成没有间隙），螺栓能精确固定被联接件的相对位置，并能承受横向载荷。这种联接对孔的加工精度要求较高，应精确铰制加工而成。=3\*GB3③螺钉联接螺钉直接拧入被联接件的螺纹孔中，不必用螺母，结构简单紧凑。但当要经常拆卸时，易使螺纹孔磨损，导致被联接件报废，应用场合：1)其中一个联接件很厚，不能钻通孔2)用于受力不大，不许经常拆卸的场合。=4\*GB3④双头螺柱联接应用场合：⑴、用于被联接间件之一太厚，不能钻通孔；⑵、需要经常装拆或结构上受到限制不能采用螺栓联接的场合。=5\*GB3⑤紧定螺钉联接利用拧入零件螺纹孔中的螺钉末端顶住另一零件的表面或顶入相应的凹坑中。应用场合：固定两个零件的相对位置，并可同时传递不太大的力或力矩。三、螺纹联接的预紧与防松1．螺纹联接的预紧P70预紧的目的在于增强联接的可靠性和紧密性。通常借助于测力矩扳手或定力矩扳手，利用控制预紧力矩的方法来控制预紧力大小。2．螺纹联接的防松（P70）螺纹联接一般都能满足自锁条件，但在振动或变载荷作用下，螺纹联接中的预紧力和摩擦力会减小或瞬时消失，导致联接失效。为保证联接安全可靠，设计时必须采取有效的防松措施。摩擦防松对顶螺母防松弹簧垫圈防松自锁螺母防松机械防松六角开槽螺母防松止动垫圈防松串联钢丝防松四、螺纹联接的强度计算1．螺栓联接强度计算的思路螺栓组的受力分析→确定受力最大的螺栓及其所受的力→单个螺栓强度计算。=1\*GB3①．螺栓组联接承受的载荷类型有：

受横向载荷

受转矩

受轴向载荷

受倾覆力矩注：受倾覆力矩的受力分析不要求掌握。=2\*GB3②单个螺栓的受载形式有：轴向载荷、横向载荷或轴向载荷与横向载荷联合作用。承受轴向载荷（包括预紧力）作用的受拉螺栓，主要失效形式是螺栓的静力拉断或疲劳断裂；承受横向载荷作用的铰制孔用螺栓，其失效形式是螺杆的挤压和剪切破坏；=3\*GB3③螺栓联接强度计算的内容：分析失效形式确定设计准则；

根据强度计算确定螺栓危险截面直径；

或校核螺栓的强度。

螺栓其它部分和其它螺纹联接件的结构尺寸，均按螺栓螺纹的公称直径由标准选定。2．单个螺栓联接的强度计算（P79§5-6）要求：会分析螺栓杆的受力情况：公式的应用场合：⑴、松螺栓联接（普通螺栓联接）装配时螺母不需拧紧，故在承受工作载荷之前螺栓不受力。这种联接应用范围有限，主要用于拉杆、起重吊钩等联接方面。松螺栓联接的强度计算主要是螺栓危险截面的拉伸强度计算，即：⑵、紧螺栓联接的强度计算：①、仅承受预紧力的紧螺栓联接

―――普通螺栓联接当普通螺栓联结承受横向载荷时，由于预紧力的作用，将在接合面间产生摩擦力来抵抗工作载荷（见下图），假设为保证接合面不产生滑移所需要的预紧力为F0，则结合面间的摩擦力与横向外载荷平衡的条件是：

fF0≥KsF或F0≥KsF／f这时，螺栓除受预紧力的拉伸而产生拉伸应力外，还受拧紧螺纹时，因螺纹摩擦力矩而产生的扭转切应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态下。因此在进行强度计算时，应综合考虑拉伸应力和扭转切应力的作用。在进行强度计算时可以只按拉伸强度计算，并将所受的拉力（预紧力F0）增加30%来考虑扭转切应力的影响。这时，螺栓危险截面的强度条件可写为：（2）承受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓联接―――采用普通螺栓联接螺栓所受的总拉力F2并不等于预紧力F0和工作拉力F之和(即F2≠F0+F)。根据理论分析，螺栓的总拉力F2除了与预紧力F0、工作拉力F有关外，还受到螺栓刚度Cb及被联接件刚度Cm等因素的影响。螺栓的总拉力F2并不等于预紧力F0和工作拉力F之和，而等于残余预紧力F1与工作拉力F之和。即：F2＝F1＋F设计时，应先求出螺栓的工作拉力F，再根据联接的工作要求选取残余预紧力F1值，然后计算螺栓的总拉力F2。求得F2值后即可进行螺栓强度计算。考虑到螺栓在总拉力F2的作用下可能需要补充拧紧，故应将总拉力F2增加30%以考虑扭转切应力的影响。因此，螺栓危险截面的拉伸强度条件为：为了保证联接的紧密性，以防止联接受载后接合面出现缝隙，应使残余预紧力F1＞0。③、承受工作剪力的紧螺栓联接―――铰制孔螺栓联接，承受横向载荷。利用铰制孔用螺栓抗剪切来承受载荷的（见下图），螺栓杆与孔壁之间无间隙，接触表面受挤压；在联接接合面处，螺栓杆则受剪切。因此，应分别按挤压及剪切强度条件计算，不考虑预紧力的影响。螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为螺栓杆的剪切强度条件为要求：会分析螺栓杆的受力情况：公式的应用场合：键联接（P103）本章要求：键联接的主要类型（四种）及其主要特点；平键强度计算时，参数如何选取？花键联接的分类和定心方式；最大转矩的计算公式。本章内容：键联接、花键联接、销联接和无键联接是常用的轴毂联接。这些联接均属于可拆联接。一、键联接（P103§6-1）１、键联接的分类和构造

键是标准件，主要分为四种：平键、半圆键、楔键和切向键⑴平键联接

键的侧面是工作面。工作时，靠键与键槽的互压传递扭矩。

按用途，平键分为普通平键、导向平键和滑键三种。

普通平键用于静联接，按结构分为圆头的、平头的和单圆头的。⑵半圆键联接半圆键用圆钢切制或冲压磨制。轴上键槽用半径与键相同的盘形铣刀铣出，键在槽中可绕其几何中心摆动以适应毂上键槽的斜度。半圆键用于静联接，键的侧面是工作面。⑶楔键联接

楔键联接的工作面是楔键的上下面。

楔键的上表面有1:100的斜度，键楔紧在轴毂之间。

工作时，靠键、轴、毂之间的摩擦力和由于轴与毂有相对转动的趋势而使键受到的偏压而传递扭矩。能传递单向轴向力。⑷切向键联接

切向键由两个斜度为1:100的单边倾斜楔组成。装配后两楔以其斜面相互贴合，共同楔紧在轴毂之间。

键在联接中必须有一个工作面处于包含轴心线的平面之内。

要传递双向转矩时，须使用两个切向键。

切向键也能传递单向的轴向力。楔键和切向键的主要缺点是引起轴上零件与轴的配合偏心，在冲击、振动或重载下也易松动。应用场合：应用范围较小，主要用于定心要求不高和低转速的场合。键联接的优点：

结构简单、紧凑、可靠、装拆方便和成本低廉等；

键联接的缺点：

键槽削弱了被联接件的承载面积，同时引起应力集中；

被联接件不易获得精确的定心。２、平键联接的强度计算（了解）⑴键的材料要有足够的强度，σB≥600MPa，常用45钢；

⑵主要失效形式为工作面被压溃（静联接）和磨损（动联接）；

⑶设计准则为：

σp≤[σp]和p≤[p]静联接：动联接；3．设计步骤：按d查标准选择b×h→按轮毂宽度选择键长L→强度校核设计参数如何选取？二、花键联接花键联接靠轴和毂上的纵向齿的互压传递转矩，可用于静联接或动联接。１、花键联接的分类和构造

按齿形分类：矩形花键、渐开线花键。⑴矩形花键联接以内径定心，有轻、中两个系列。

⑵渐开线花键联接是根据齿形来定心的。渐开线花键联接具有承载能力大、使用寿命长、定心精度高等特点，适用于载荷大、尺寸也较大的联接。２、花键联接与平键联接比较

⑴齿对称布置，使轴毂受力均匀；⑵齿轴一体，齿槽浅，应力集中小；

⑶齿数多，总接触面积大，压力分布较均匀；⑷互换性好。３、花键联接的设计计算（了解）

花键联接的设计计算与键联接相似。

主要失效形式有：齿面的压溃和磨损，一般只作联接的挤压强度或耐磨性计算。第八章带传动（P143）本章要求：带传动的主要特点、应用场合和分类（四种）带传动的受力分析及其计算公式（欧拉公式的应用）：能计算紧边、松边和最大有效拉力影响最大有效拉力的3个因素；应力分析：带内应力的组成、应力分布带传动的弹性滑动和打滑；带传动设计时，主要参数的选择方法。本章内容：一、特点特点：结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲减振，承载能力小，用于远距离传动，属于摩擦传动。摩擦式带传动有弹性滑动和打滑的现象，传动比不稳定。二、带传动与传动带的类型三、带传动工作情况分析带传动的受力分析为使带传动达到工作状态，必须在安装时使传动带以一定的预紧力F0套紧在两带轮上。当带传动以工作时，下方的带被拉紧，称紧边，受紧边拉力F1；上方的带被放松，称松边，受松边拉力F2。若设带的总长度不变，则有：F1－F0＝F0－F2；F1＋F2＝2F0驱动带传动的力是摩擦力Ff，也就是带传动的有效拉力Fe。

以主动轮一端的带为分离，有：Fe＝Ff＝F1－F2；

因此有：F1＝F0＋Fe／2；F2＝F0－Fe／2；有效拉力Fe又取决于传递的功率P和带速v，即：Fe＝1000P/v带传动的最大有效拉力Fec由欧拉公式确定（即处于临界状态下的拉力）：即：带传动的最大有效拉力Fec与预紧力F0、包角α、摩擦系数f成正比。记住公式（8-1a）、（8-3）、（8-4）、（8-5）和（8-7）及其应用场合。2.带传动的应力分析（1）拉应力紧边拉力松边拉力（2）离心拉应力v越大，带往外甩得越厉害。（3）弯曲应力小带轮处大带轮处总结：为控制带中弯曲应力，必须限制小带轮的最小基准直径。带受变应力，最大应力，作用位置：带的紧边开始绕上小带轮处。带受最小应力发生在：松边。3．带传动的弹性滑动与打滑：带传动在工作时，由于带所受的拉力是变化的，因此带受力后其弹性变形也是变化的。带传动中带的弹性变形导致了带与带轮之间有一定的相对速度，

相对速度的存在表明带与带轮间有相对滑动（局部滑动），即弹性滑动。由于弹性滑动的存在导致：从动轮的圆周速度v2＜主动轮的圆周速度v1，

速度的降低量可用滑动率ε来表示。若带的工作载荷进一步加大,有效圆周力达到临界值Fec,则带与带轮间会发生显著的相对滑动（全面滑动），即产生打滑。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速急速降低，以至使带传动失效，这种情况应当避免。四、Ｖ带传动的设计计算1．V带传动的设计准则带传动的主要失效形式是打滑和传动带的疲劳破坏。

带传动的设计准则：在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。2．单根V带的基本额定功率带传动的承载能力取决于传动带的材质、结构、长度，带传动的转速、包角和载荷特性等因素。

单根V带的基本额定功率P0是根据特定的实验和分析确定的，是V带传动设计的主要依据。

实验条件：包角α＝180°、特定长度、平稳的工作载荷。3．V带传动的设计设计V带传动的原始数据为：功率P，转速n1、n2（或传动比i），传动位置要求及工作条件等。

设计内容：确定带的类型和截型、长度L、根数Z、传动中心距a、带轮基准直径及结构尺寸等。

由于单根V带基本额定功率P0是在特定条件下经实验获得的，因此，在针对某一具体条件进行带传动设计时，应根据这一具体的条件对所选定的V带的基本额定功率P0进行修正，以满足设计要求。设计参数如何选取？带传动应布置在高速级还是低速级？为什么？因为：P＝FV为定值，带承载小，应放在高速级。第九章链传动要求：链传动与带传动、齿轮传动相比较的优点、缺点；链传动的主要参数－－－链节距p；链轮齿数、链节数、中心距的选择原则；内容：链传动的特点优点：与带传动相比：链传动的平均传动比准确，传动效率较高，压轴力较小；能在温度较高、有油污等恶劣的环境条件下工作。与齿轮传动相比：链传动的制造和安装精度要求较低，成本低廉，中心距较大时传动结构简单。缺点：瞬时传动比不恒定，传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪声；不宜在急速变载和变向的传动中应用。类型：传动链、输送链、起重链结构特点：外链板与销轴、内链板与套筒是过盈配合销轴与套筒、套筒与滚子是间隙配合4．滚子链的标记：08A-2×86GB1243.1-83链号←┘排数┘└→链节数└→标准编号5．链传动的多边形效应当主动链轮匀速转动时，链的瞬时运动情况如下链的瞬时前进分速度链的瞬时上下运动分速度链传动的瞬时传动比链在链轮上形成多边形，使链传动产生周期性速度波动─→链传动的多边形效应。降低链传动速度不均匀性的措施？链传动为什么布置在低速级？因为：V大，则速度不均匀性大，附加动载荷就大6．滚子链的齿数和传动比（P177）Z1过小则速度波动大，动载荷大，链轮磨损快，圆周力大；Z2过大则链轮尺寸大，质量大，易脱链；链轮齿数的范围：17≤Z≤120小链轮齿数的推荐范围一般链传动的传动比i≤6，推荐采用i＝2～3.5链节数Lp应取偶数，链轮齿数Z1一般取与链节数Lp互质的奇数7.链传动的中心距和链节数（了解，P177）中心距过小则链寿命短，小链轮包角小，轮齿受力大；中心距过大则链的垂度过大，易颤动；一般中心距a=(30～50)p；链条节距p大，则承载能力大，但速度波动大，振动和噪声严重。8．链传动的布置和张紧（P181）第十章齿轮传动要求：齿轮传动的特点、应用场合；齿轮传动的五种失效形式：发生位置、主要失效形式齿轮传动的计算（设计）准则；齿轮传动的载荷系数KA、Kv、K、K的含义；直齿轮强度计算公式（不要求记忆公式）中，各主要参数对强度有何影响？直齿轮的许用应力；掌握直齿轮、斜齿轮和直齿锥齿轮的受力分析：－－－旋向判断，Fa、Fr、Ft的方向判断及各个齿轮的转动方向判断。掌握齿轮的效率计算、功率计算与转矩T的计算；齿轮设计的参数选择－－－取计算值？圆整？标准值？一、齿轮传动的特点和分类（P186）优点：传递功率和转速适用范围广；具有稳定的传动比；效率高、结构紧凑。缺点：制造成本较高；精度低时，噪声和振动较大；不宜用于轴间距离较大的传动。齿轮传动的分类闭式传动：封闭在箱体内，润滑条件好开式传动：外露，润滑较差，易磨损半开式传动：介于上两者之间,有简单防护罩二、齿轮传动的主要失效形式主要是轮齿的失效：1．轮齿折断：齿根弯曲疲劳折断；过载折断；磨损严重时轮齿折断。齿宽较小的直齿轮，载荷沿齿宽分布较均匀，发生全齿折断；齿宽较大的直齿轮和斜齿轮发生轮齿局部折断。2．齿面磨损：当啮合齿面间落入灰尘或硬质颗粒时，齿面即被逐渐磨损而致报废，称为磨粒磨损。磨粒磨损，是开式齿轮传动的主要失效形式之一。3.点蚀：在润滑良好的闭式齿轮中，常见的齿面失效形式多为点蚀。齿面点蚀是闭式齿轮主要的失效形式。点蚀一般先发生在靠近节线的齿根部分，应为此处的两齿面的相对滑动速度较小，承受的载荷较大，压力油膜不易形成。4．胶合：高速重载的齿轮传动，由于齿面间压力大，瞬间温度高，润滑效果差，相啮合的两齿面会发生粘连现象，齿面沿相对滑动方向形成伤痕而失效。低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间的油膜遭到破坏，也会发生胶合失效。5．塑性变形：由于在过大的应力作用下，轮齿材料处于屈服状态而产生的齿面或齿体塑性流动所形成的。塑性变形一般发生在硬度低的齿轮上；但在重载作用下，硬度高的齿轮上也会出现。主动轮上的塑性变形为下凹，从动轮上的塑性变形为凸起。三、齿轮传动的计算载荷载荷系数1．KA工作情况系数:反映原动机和工作机的性能对轮齿所受实际载荷大小的影响2．Kv动载系数：反映齿轮因制造误差、弹性变形而引起的动载荷的影响。对齿轮轮顶进行修缘可以减小动载荷3．K齿间载荷分配系数：考虑≥2对齿之间载荷分配不均匀。4、K齿向载荷分布系数：考虑因轴上齿轮偏斜而使作用在齿面上的载荷沿着接触线分布不均匀而引入的系数。提高齿轮的制造和安装精度和轴承和箱体的刚度可以减小。采用鼓形齿可减小。四、齿轮传动的设计准则对一般工况下的齿轮传动，其设计准则：保证足够的弯曲疲劳强度，以免发生齿根疲劳折断；保证足够的齿面接触疲劳强度，以免发生齿面点蚀。对高速重载齿轮传动，除以上两设计准则外，还应按齿面抗胶合能力的准则进行设计。五、齿轮的材料及其选择原则金属软齿面齿轮传动，两齿轮的硬度是否应有一定的硬度差？为什么？大、小齿轮的哪一个硬度高一些？六、直齿圆柱齿轮的受力分析和强度计算1、直齿圆柱齿轮的受力分析以小齿轮为对象，不考虑摩擦力的大小，将法向力在节点C处分解为：圆周力径向力———功率kW——————转速r/min(2)力的方向圆周力主动轮上与转向相反从动轮上与转向相同径向力：指向各自的轮心主、从动轮上各对应力大小相等、方向相反2.强度计算（1）齿面接触疲劳强度条件公式：齿面接触疲劳强度条件校核式：设计式：（2）齿根弯曲疲劳强度条件引入齿形系数考虑齿廓形状的影响；引入应力校正系数考虑压应力和切应力的影响。校核式：设计式：(3)讨论：接触应力与许用接触应力：应力是零件受力而产生的。强度是由零件的材料与结构所形成的固有特性，一般表示为σH/[σH]。接触应力：许用接触应力：一般不相等

≠设计时应为两者中的小值。弯曲应力与弯曲强度弯曲应力：，许用弯曲应力也不一定相等，强度校核和设计应该时应分别对大、小齿轮进行计算。设计时应将其两个比值：较大的代入公式。七、斜齿轮传动的受力分析圆周力（同直齿轮）：主动轮上与转向相反从动轮上与转向相同径向力：指向各自的轮心轴向力：主动轮用左右手法则判定；左旋齿轮用左手法则右旋齿轮用右手法则弯曲四指为转动方向、大拇指所指方向为Fa方向注：左右手定则只能用于主动轮的轴向力的判断。主、从动轮上各对应力，大小相等、方向相反。八、圆锥齿轮传动的受力分析主、从动轮上力的关系

力的方向圆周力：主动轮上与转向相反从动轮上与转向相同径向力：和指向各自的轮心轴向力：和始终由锥齿小端指向大端掌握齿轮的旋向分析、受力方向的判断。九、掌握齿轮的效率计算、功率计算与转矩T的计算第十一章蜗杆传动要求：蜗杆传动特点、应用场合；蜗杆传动的材料、失效形式和设计（计算）准则；圆柱蜗杆传动的基本参数；蜗杆传动的受力分析：旋向判断，Fa、Fr和Ft的判断。齿轮、蜗杆组成的传动系统的旋向、力的分析判断；会计算蜗杆传动的效率和转矩T，会判断自锁？特点和类型1．特点从运动关系看，蜗杆传动相当于螺母与螺杆传动(1)传动比大i=10～80，最大可达1400(2)传动平稳(3)有自锁性(蜗杆升角γ<当量摩擦角)(4)摩擦发热大、传动效率低2．类型：圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动3、普通圆柱蜗杆传动的强度条件（1）受力分析―――以蜗杆为对象（A）力的分解（B）力的关系（C）力的方向圆周力：蜗杆上与转向相反；蜗轮上与转向相同径向力：和指向各自的轮心轴向力：蜗杆上用左右手法则判定左旋蜗杆用左手法则,右旋蜗杆用右手法则二、蜗杆传动的失效式和设计准则失效形式(发生在蜗轮上)设计准则闭

式

传

动轮齿齿面点蚀和胶合控制点蚀和胶合：齿面接触强度条件σH≤[σ]H控制折断(Z2>28)：轮齿弯曲强度条件σF≤[σ]F控制温升：热平衡计算开式

传动轮齿折断控制折断：轮齿弯曲强度条件σF≤[σ]F三、蜗杆传动的效率(1)效率啮合摩擦损耗效率；轴承摩檫损耗效率；溅油损耗效率总效率自锁条件蜗杆升角γ<当量摩擦角会计算蜗杆的效率、自锁和转矩T。第十二章滑动轴承要求：滑动轴承的分类：滑动轴承的结构：径向滑动轴承：整体式、对开式（剖分式）止推（推力）滑动轴承：空心式、单环式和多环式液体动压润滑的油楔承载机理；实现流体动压润滑的三个条件：P286内容：一、特点⑴、寿命长，宜于高速；⑵、具有对开式（剖分式）结构，安装方便；⑶、耐冲击、振动：吸附膜作用；⑷、运转精度高；⑸、结构简单；⑹、承载能力高。二、流体动压油膜的形成条件油膜承载（产生流体动压）条件：（P286）⑴相对滑动面之间必须形成“收敛形间隙”，即“楔形间隙”；⑵有足够的相对滑动速度v，速度v方向：必须由大断指向小端；⑶润滑油有一定粘度η，有足够充分的供油（不能贫油）。三、径向滑动轴承的结构型式：整体式：主要优缺点对开式：主要优缺点：第十三章滚动轴承要求：滚动轴承基本结构（组成）：滚动轴承的主要类型和代号：（1、3、5、6、7、N型和滚针轴承NA型（不能承受轴向力，不能限制轴向位移，主要承受径向力））；各种滚动轴承的承载特性：承受径向力或轴向力？滚动轴承元件上的应力循环特性、主要失效形式；掌握滚动轴承的寿命校核计算（设计计算），掌握正装和反装时，角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向力计算及寿命校核计算。滚动轴承的组合结构设计：轴承的配置（轴系的轴向固定形式）。滚动轴承的轴向紧固。内容：概述滚动轴承的构成：内圈、外圈、滚动体、保持架等滚动轴承的特点：旋转精度高、启动力矩小、是标准件，选用方便。按所承受外载荷方向不同分类：向心轴承、推力轴承、向心推力轴承滚动轴承的类型代号滚动轴承的代号前置代号基本代号后置代号轴承的分

部件代号五四三二一内

部

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代

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列

代

号内径代号：内径代号×5=内径特殊情况：d=10121517代号为：00010203尺寸系列代号：用于表达相同内径但外径和宽度不同的轴承。外径系列代号：特轻(0,1),轻(2),中(3),重(4)

宽度系列代号：一般正常宽度为“0”,通常不标注。

但对圆锥滚子轴承(3类)和调心滚子轴承(2类)不能省略“0”类型代号：参见类型表,应记住常用的轴承代号：1，3,5,6,7,N五类公差等级代号:公差分2456(6x)0级,共五个级别高级低级以/P2/P4/P5/P6(/P6x)为代号,0级不标注二、滚动轴承类型选择应注意的问题:

1、承受载荷情况

方向：向心轴承用于受径向力；推力轴承用于受轴向力；向心推力轴承用于承受径向力和周向力联合作用；各类轴承的承载特点：深沟球轴承能够承受径向载荷和不大的双向轴向载荷，能够承受的轴向载荷约为：Fa=（0.25~0.5）C0r；C0r---为基本额定静载荷；（单列）角接触球轴承和圆锥滚子轴承能能够承受径向载荷和较大的单向轴向载荷；单列推力球轴承能够承受单向轴向载荷，不能承受径向载荷；圆柱滚子轴承能够承受很大的径向载荷，不能承受轴向载荷。

大小：滚子轴承或尺寸系列较大的轴承能承受较大载荷；球轴承或尺寸系列较小的轴承则反之。

2、尺寸的限制当对轴承的径向尺寸严格限制时，可选用滚针轴承；

3、转速的限制球轴承和轻系列的轴承能适应更高的转速，滚子轴承和重系列的轴承则反之；推力轴承的极限转速很低。

4、调心性要求调心球轴承和调心滚子轴承均能满足一定的调心要求。三、轴承寿命的计算滚动轴承的寿命是指轴承的滚动体或套圈首次出现点蚀之前，轴承的转数或相应的运转小时数。显然，通常谈的“滚动轴承寿命”是指滚动轴承的疲劳寿命。基本额定寿命：具有90％可靠度的轴承寿命，用L10表示。基本额定动载荷：使轴承的基本额定寿命恰好为100万转时，轴承所能承受的载荷值，用字母C表示。基本额定寿命计算式为：或（小时）L10为以转数计的滚动轴承基本额定寿命

Lh为以小时计的滚动轴承基本额定寿命

C为滚动轴承的基本额定动载荷（单位：N）

P为滚动轴承的当量额定动载荷（单位：N）

n为滚动轴承的工作转速（单位：r/min)

ε为计算指数，对于球轴承，ε＝3；对于滚子轴承，ε＝10/3。轴承的当量动载荷P=fp（