西工大机械设计完整版讲解课件

第一章

机械及机械零件设计概要

本章论述了机械设计课程教学内容总纲、设计基本知识和一些共性问题。一、机械（机器）的组成二、机械设计步骤三、零件的设计步骤四、课程的主要内容五、课程的特点六、学习要求七、达到的水平（国家教委制定）第一章机械及机械零件设计概要本章论述了机械设一、机械（机器）的组成我们以洗衣机为例，来说明机械的组成：电动机进水排水涡轮皮带传动控制部分：正转时间反转时间图1洗衣机机构示意图图2机械（机器）的组成（按功能分）原动机传动机工作机辅助系统控制系统一、机械（机器）的组成电动机进水排水涡轮皮带传动图1洗衣

原动机部分是驱动整部机器以完成预定功能的动力源；

执行部分是用来完成机器预定功能的组成部分；

传动部分是把原动机的运动形式、运动及动力参数转变为执行部分所需的运动形式、运动及动力参数。

以上是从功能上分析机械的组成，下面从结构上看：零件：是机械的制造单元，机器的基本组成要素就是机械零件。部件：按共同的用途组合起来的独立制造或独立装配的组合体。如减速器、离合器等。按大小来分：机械（机器）部件零件图3机械（机器）的组成（按大小分）原动机部分是驱动整部机器以完成预定功能的动力源；机械（机器二、机械设计步骤计划阶段提出要求洗衣机自动进水洗涤甩干（脱水）方案设计提出尽可能多的解决方法筛选、决策、评价（可靠性、经济上），选出最佳方案。单缸双缸滚筒模糊控制自适应控制双模控制技术设计目的：确定机械中各个零部件的结构尺寸（量化）绘图、对方案具体实施，出图。技术文件编制：编制设计计算说明书。二、机械设计步骤计划阶段提出要求洗衣机自动进水洗涤甩三、零件的设计步骤失效的定义：在正常的工作条件下，机械零件丧失工作能力或达不到工作性能要求时，就称为零件失效。机械零件的失效形式整体断裂过大的残余变形腐蚀、磨损和接触疲劳机械零件的工作能力强度刚度机械零件计算准则强度准则：刚度准则：寿命准则：（表示耐磨程度）寿命（耐磨性、耐腐蚀性）三、零件的设计步骤机械零件的失效形式整体断裂过大的残余变形腐

下面我们以设计千斤顶立柱为例，来说明机械零件的设计步骤：dl车自重W=2000kg=2吨s为屈服极限由此可求出d；其中Smin根据工作环境来定。dl车自重W=2000kg=2吨由此可求出d；其中Smin根机械零件的设计大体要经过以下几个步骤：

1、载荷分析（受力分析）：W

2、应力分析：3、失效分析：断裂4、材料的选择：45#钢、40Cr>s（手册查到）5、确定计算准则：（依据防止断裂失效）6、计算零件的主要尺寸：7、结构设计l：（根据人体的情况，操作情况）其他尺寸

8、制图：设计最后都是用图纸来表达，然后拿到工厂去加工。这不仅是零件设计的一般步骤，而且也是讲课的顺序。机械零件的设计大体要经过以下几个步骤：3、失效分析：断裂4、四．课程的主要内容

概括地说，机械零件可以分为两大类：本书讨论的具体内容是：（设计方法、步骤、原理）

1） 传动部分—带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动以及螺旋传动等；

2） 联接部分—螺纹联接，键、花键及无键联接，销钉联接，铆接、焊接、胶接与过盈配合联接等；

3） 轴系部分—滑动轴承、滚动轴承、联轴器与离合器以及轴等；

4） 其他部分—弹簧、机座与箱体、减速器等；零件通用零件专用零件传动件连接件轴系件其他（如螺钉、齿轮、链轮等）四．课程的主要内容本书讨论的具体内容是：（设计方法、步骤、原五、特点1、实践性比较强。理论性差一些，经验、半经验公式，实验得出比较多；理论推导出的比较少，答案不唯一。2、综合性比较强。受力分析《理论力学》

应力分析《材料力学》

材料选择《材料与热处理》3、承上启下的作用。它是最后一门专业基础课，起到承接基础课和专业课的桥梁作用。西工大机械设计完整版讲解课件六、要求

以听课为主，自学为辅，考试内容以讲课和要求自学的为主，答疑两周一次，具体时间待定。考核20%+80%平时作业质量、出席情况、实验数目占20%，期末考试占80%，要求课内：课外用时是1：2。七、水平1）掌握通用机械零件的设计原理、方法和机械设计的一般规律，具有设计机械传动装置和简单机械的能力；2）树立正确的设计思想，了解国家当前的有关技术经济政策；3）具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力；《机械设计手册》—其中的一个标准是查手册的能力；4）掌握典型机械零件的实验方法，获得实验技术的基本训练；5）对机械设计的新发展有所了解。六、要求1、机器的基本组成要素是什么？2、什么是通用零件？什么是专用零件？试各举三个实例？3、一台完整的机器通常是由哪些基本部分组成？各部分的作用是什么？4、机械零件有哪些主要的失效形式？5、机械零件常用的有哪些计算准则？它们是针对什么失效形式而建立的？6、机械零件设计的一般步骤有哪些？第一章结束习题习题第二章机械零件的疲劳强度计算一、变应力的分类二、变应力参数三、几种特殊的变应力四、疲劳曲线（对称循环变应力的—N曲线）五、（非对称循环变应力的）极限应力图六、影响疲劳强度的因素七、不稳定变应力的强度计算八、复合应力状态下的强度计算（弯扭联合作用）第二章机械零件的疲劳强度计算一、变应力的分类一、变应力的分类周期时间ta）稳定循环变应力a）随时间按一定规律周期性变化，而且变化幅度保持常数的变应力称为稳定循环变应力。如图2-1a所示。变应力循环变应力（周期）稳定不稳定循环变应力简单复合对称脉动非对称随机变应力（非周期）一、变应力的分类周期时间ta）稳定循环变应力a）随时间按一定周期tb）不稳定循环变应力尖峰应力C）随机变应力图2-1变应力的分类b）若变化幅度也是按一定规律周期性变化如图2-1b所示，则称为不稳定循环变应力。c）如果变化不呈周期性，而带有偶然性，则称为随机变应力，如图2-1c所示。周期tb）不稳定循环变应力尖峰应力C）随机变应力图2-1二、变应力参数图2-2给出了一般情况下稳定循环变应力谱的应力变化规律。a0tmaxmmina0tmaxmmin图2-2稳定循环变应力

图2-2给出了一般情况下稳定循环变应力谱的应力变化规律。零件受周期性的最大应力max及最小应力min作用，其应力幅为a，平均应力为m，它们之间的关系为二、变应力参数a0tmaxmmina0tma规定：1、a总为正值；

2、a的符号要与m的符号保持一致。其中：max—变应力最大值；min—变应力最小值；m—平均应力；

a—应力幅；r—循环特性，-1r+1。由此可以看出，一种变应力的状况，一般地可由max、min、m、a及r五个参数中的任意两个来确定。a0tmaxmmina0tmaxmmin图2-2稳定循环变应力a0tmaxmmina0tmaxmmin三、几种特殊的变应力

特殊点：0tm静应力max=min=ma=0r=+10tmaxmin对称循环变应力max=min=am=0r=-10tmaxmmin脉动循环变应力min=0a=m=max/2r=0

不属于上述三类的应力称为非对称循环应力，其r在+1与-1之间，它可看作是由第一类（静应力）和第二类（对称循环应力）叠加而成。三、几种特殊的变应力0tm静应力0tmaxmin对例1

已知：max=200N/mm2，r=－0.5，求：min、a、m。解：a0tmaxmmin20050-100例1已知：max=200N/mm2，r=－0.5，求例2已知：a=80N/mm2，m=－40N/mm2

求：max、min、r、绘图。解：a0tmaxmmin40-40-120例2已知：a=80N/mm2，m=－40N/mm2例3已知：A截面产生max=－400N/mm2，min=100N/mm2

求：a、m，r。FaFaFraAFrMb弯曲应力a0tm100-150-4000ta0tm＋=稳定循环变应力R=－1对称循环R=＋1静应力解：例3已知：A截面产生max=－400N/mm2，mi例4如图示旋转轴，求截面A上max、min、a、m及r。Pr=6000APx=3000Nd=50150l=300b弯曲应力解：Pr

A：对称循环变应力PxA：静压力例4如图示旋转轴，求截面A上max、min、a、

＋=0tbPr（对称循环）0tcPx（静应力）a0tm34.472-3636-1.528-37.528合成后（稳定循环变应力）＋=0tbPr（对称循环）0tcPx（静应力）第二章机械零件的疲劳强度计算（习题）一、选择题1、机械设计课程研究的内容只限于

。（1）专用零件和部件；（2）在高速、高压、环境温度过高或过低等特殊条件下工作的以及尺寸特大或特小的通用零件和部件；（3）在普通工作条件下工作的一般参数的通用零件和部件；（4）标准化的零件和部件。2、下列四种叙述中

是正确的。（1）变应力只能由变载荷产生；（2）静载荷不能产生变应力；（3）变应力是由静载荷产生；（4）变应力是由变载荷产生，也可能由静载荷产生。34第二章机械零件的疲劳强度计算（习题）一、选择题343、发动机连杆横截面上的应力变化规律如图所示，则该变应力的应力比r为

。（1）0.24；（2）-0.24；（3）-4.17；（4）4.17。4、发动机连杆横截面上的应力变化规律如题3图所示，则其应力幅a和平均应力m分别为

。（1）a=－80.6Mpa，m=49.4Mpa；（2）a=80.6Mpa，m=-49.4Mpa；（3）a=49.4Mpa，m=－80.6Mpa；（4）a=－49.4Mpa，m=－80.6Mpa。5、变应力特性max、min、m、a及r等五个参数中的任意

来描述。（1）一个；（2）两个；（3）三个；（4）四个。t31.2N/mm2-130N/mm202223、发动机连杆横截面上的应力变化规律如图所示，则该变应力的应6、机械零件的强度条件可以写成

。（1），或，（2），或，（3），或，（4），或，7、一直径d=18mm的等截面直杆，杆长为800mm，受静拉力F=36kN，杆材料的屈服点s=270Mpa，取许用安全系数[S]=1.8，则该杆的强度

。（1）不足；（2）刚好满足要求；（3）足够。8、在进行疲劳强度计算时，其极限应力应为材料的

。（1）屈服点；（2）疲劳极限；（3）强度极限：（4）弹性极限。二、分析与思考题1、什么是变应力的应力比r？静应力、脉动循环变应力和对称循环变应力的r值各是多少？332

静应力r静=＋1；脉动循环r脉=0；对称循环变应力r=-1。解：6、机械零件的强度条件可以写成。332静2、图示各应力随时间变化的图形分别表示什么类型的应力？它们的应力比分别是多少？0tmax0tmaxmminaa)b)0tmaxmmin=0a0tmaxam=0c)d)解：a）静应力r=1；b）非对称（或稳定）循环变应力0<r<+1；c）脉动循环r=0；d）对称循环r=－1。2、图示各应力随时间变化的图形分别表示什么类型的应力？它们的四、疲劳曲线（对称循环变应力的—N曲线）疲劳曲线的定义：表示应力循环次数N与疲劳极限的关系曲线。a大N小a中N中a小N大Fr四、疲劳曲线（对称循环变应力的—N曲线）a大a中a小

曲线上各点表示在相应的循环次数下，不产生疲劳失效的最大应力值，即疲劳极限应力。从图上可以看出，应力愈高，则产生疲劳失效的循环次数愈少。在作材料试验时，常取一规定的应力循环次数N0，称为循环基数，把相应于这一循环次数的疲劳极限，称为材料的持久疲劳极限，记为－1（或r）。有限寿命区N0N3N2N1-1321Nr=－1无限寿命区lgN0lgNa）为线性坐标上的疲劳曲线；b）为对数坐标上的疲劳曲线图2疲劳曲线（—N）有限寿命区N0N3N2N1-1321Nr=－1无限

疲劳曲线可分成两个区域：有限寿命区和无限寿命区。所谓“无限”寿命，是指零件承受的变应力水平低于或等于材料的疲劳极限－1，工作应力总循环次数可大于N0，零件将永远不会产生破坏。在有限寿命区的疲劳曲线上，N<N0所对应的各点的应力值，为有限寿命条件下的疲劳极限。对低碳钢而言，循环基数N0=106～107；对合金钢及有色金属，循环基数N0=108或（5×108）；变应力与在此应力作用下断裂时的循环次数N之间有以下关系式：此式称为疲劳曲线方程（或s—N曲线方程）。其中：－1N—r=-1时有限寿命疲劳极限应力；

N

—与s－1N对应的循环次数；

m—与材料有关的指数；

C—实验常数；(m、c根据实验数据通过数理统计得到)。疲劳曲线可分成两个区域：有限寿命区和无限寿命区s－1—r=-1时持久疲劳极限应力；

N0

—循环基数；由上式，对于不同的应力水平，可写出下式：因而材料的有限寿命（即寿命为N时）的疲劳极限s－1N则为：

利用上式，可求得不同循环次数N时的疲劳极限值－1N，kN称为寿命系数。s－1—r=-1时持久疲劳极限应力；因而材料的有限例题2-1：某零件采用塑性材料，s－1=268N/mm2（N0=107，m=9），当工作应力smax=240（或300）N/mm2，r=－1，试按下述条件求材料的疲劳极限应力，并在s—N曲线上定性标出极限应力点和工作应力点，Sca。（1）N=N0

（2）N=106解：例题2-1：某零件采用塑性材料，s－1=268N/mm2（

N0=107N=106-1=268300346N240当时：将会失效。N0=107N=106-1=268300346N240当五、（非对称循环变应力的）极限应力图以上所讨论的s—N曲线，是指对称应力时的失效规律。对于非对称的变应力，必须考虑循环特性r对疲劳失效的影响。在作材料试验时，通常是求出对称循环及脉动循环的疲劳极限s－1及s0，把这两个极限应力标在sm—sa坐标上（图2-3）。0/2s04545amADGC-10/2图3材料的极限应力线图

由于对称循环变应力的平均应力sm=0，最大应力等于应力幅，所以对称循环疲劳极限在图中以纵坐标轴上的A点来表示。由于脉动循环变应力的平均应力及应力幅均为sm=sa=s0/2，所以脉动循环疲劳极限以由原点0所作45射线上的D点来表示。五、（非对称循环变应力的）极限应力图0/2s04545

连接A、D得直线AD。由于这条直线与不同循环特性时进行试验所求得的疲劳极限应力曲线非常接近，所以直线AD上任何一点都代表了一定循环特性时的疲劳极限。横轴上任何一点都代表应力幅等于零的应力，即静应力。取C点的坐标值等于材料的屈服极限ss，并自C点作一直线与直线C0成45夹角，交AD延长线于G，则CG上任何一点均代表的变应力状况。-10/2s04545amADGC0/2图3材料的极限应力线图0/2s045amADGC-1e=-1/K0/2K图4零件的极限应力线图

于是，零件材料（试件）的极限应力曲线即为折线AGC。材料中发生的应力如处于OAGC区域以内，则表示不发生破坏；直线AG的方程，由已知两点坐标A（0，s－1）及D（s0/2，s0/2）求得为（疲劳区）：-10/2s04545amADGC0/＋=0t-10ta0tm令—试件的材料特性（等效系数、折算系数）；直线GC方程为（静强度区）：＋=0t-10ta0tm令—试件的材

下面推导非对称循环变应力时机械零件的疲劳强度计算式：在极限应力线图的坐标上即可标示出相应于m及a的一个工作应力点M（或者N）见图5。0amADGCmaMN图5零件的工作应力在极限应力线图坐标上的位置

显然，强度计算时所用的极限应力应是零件的极限应力曲线（AGC）上的某一个点所代表的应力。到底用哪一个点来表示极限应力才算合适，这要根据应力的变化规律来决定。可能发生的典型应力变化规律通常有下述三种：下面推导非对称循环变应力时机械零件的疲劳强度a） 变应力的循环特性保持不变，即r=C（例如绝大多数转轴中的应力状态）；Fr0tr=C0tm=Cm=CGFb）变应力的平均应力保持不变，即m=C（例如振动着的受载弹簧中的应力状态）；a） 变应力的循环特性保持不变，即r=C（例如绝大多数转轴中C）变应力的最小应力保持不变，即min=C（例如紧螺栓联接中螺栓受轴向变载时的应力状态）。P=0～a0tmin=Cmin

以下分别讨论这三种情况：1、r=C的情况当r=C时，需找到一个循环特性与工作应力点的循环特性相同的极限应力值。因为：C）变应力的最小应力保持不变，即min=C（例如紧螺栓联接

因此，在图6中，从坐标原点引射线通过工作应力点M（或N），与极限应力曲线交于M1（或N1），得到0M1（或0N1），则在此射线上任何一个点所代表的应力循环都具有相同的循环特性。0amADGCmaMNM1N1图6r=C时的极限应力

联解OM及AG两直线的方程式，可以求出M1点的坐标值m及a，把它们加起来，就可以求出对应于M点的试件的极限应力max：0amADGCmaMNM1N1图6

于是，安全系数计算值Sca及强度条件为：

对应于N点的极限应力点N1位于直线CG上。此时的极限应力即为屈服极限s。这就是说，工作应力为N点时，首先可能发生的是屈服失效，故只需进行静强度计算，其强度计算式为：

分析图6得知，凡是工作应力点位于OGC区域内时，在循环特性等于常数的条件下，极限应力统为屈服极限，都只需进行静强度计算。对应于N点的极限应力点N1位于直线CG2、m=C的情况当m=C时，需找到一个其平均应力与工作应力的平均应力相同的极限应力。在图7中，通过M（或N）点作纵轴的平行线MM2（或NN2），则此线上任何一点代表的应力循环都具有相同的平均应力值。0amADGCMNM2N2H图7m=C时的极限应力2、m=C的情况0amADGCMNM2N2H图3、min=C的情况当min=C时，需找到一个其最小应力与工作应力的最小应力相同的极限应力。0amADGCMNM3’N3’I45minMminN图8min=C时的极限应力

因此在图8中，通过M（或N）点，作与横坐标轴夹角为45的直线，则此直线上任何一个点所代表的应力均具有相同的最小应力。3、min=C的情况0amADGCMNM3’N3’I4六、影响疲劳强度的因素1、应力集中的影响定义：几何形状突然变化产生的应力。零件上的应力集中源如键槽、过渡圆角、小孔等以及刀口划痕存在，使疲劳强度降低。计算时用应力集中系数k（见表1-2、3、4）。2、尺寸与形状的影响

尺寸效应对疲劳强度的影响，用尺寸系数来考虑。

—尺寸与形状系数，见表1-5；六、影响疲劳强度的因素2、尺寸与形状的影响3、表面质量的影响表面粗糙度越低，应力集中越小，疲劳强度也越高。

—表面质量系数，见表1-6、8

以上三个系数都是对极限应力有所削弱的。4、表面强化的影响可以大幅度地提高零件的疲劳强度，延长零件的疲劳寿命。计算时用强化系数q考虑其影响。

q—强化系数，可以加大极限应力，见表1-7。由于零件的几何形状的变化，尺寸大小、加工质量及强化因素等的影响，使得零件的疲劳强度极限要小于材料试件的疲劳极限。我们用疲劳强度的综合影响系数K来考虑其影响。3、表面质量的影响

K只对变应力有影响，对静应力无影响，和疲劳强度有关，与静强度无关。对称循环变应力非对称循环变应力（r=C）对称循环变应力非对称循环变应力实验、试件d=10mm，光杆。04545amADGC45试件零件-1-1/K(0/2,0/2)(0/2,0/2K)试件：零件：实验、试件d=10mm，光杆。04545amA例2-2:

一铬镍合金钢，-1=460N/mm2，s=920N/mm2。试绘制此材料试件的简化的m—a极限应力图。解：按合金钢，=0.2～0.3，取=0.2，由式（2—9a）得：m0/2=383s=920045135aADGC图2-10一铬镍合金钢的m—a极限应力图0/2=383-1如图2-10所示，取D点坐标为(0/2=383,0/2=383)，A点坐标为(0,-1=460)。过C点(s=920,0)与横坐标成135作直线，与AD的延长线相交于G，则直线化的极限应力图为ADG。例2-2:一铬镍合金钢，-1=460N/mm2，s=例2-3：在图2-10的极限应力图中，求r=-0.4时的a和m值。m0/2=383s=920045135aADGCM(182,424)6640图2-10一铬镍合金钢的m—a极限应力图0/2=383-1从而得又由式（3-9a）：得联立以上两式解得：即图上M点。解：由式（2-8）得：例2-3：在图2-10的极限应力图中，求r=-0.4时的作业：1-1、1-2、1-5习题分析：0amADGCMNM2’N2’H疲劳区静强度区静强度区：疲劳区：如果工作应力点在极限应力曲线以内，说明零件是合格，不会失效。0amADGCMNM2’N2’H疲劳区静强度区静强度区：七、不稳定变应力的强度计算1．应力谱1nn1n2n323231123tn1n2n3图2-9不稳定变应力示意图七、不稳定变应力的强度计算1nn1n2n3232

图2-9为一不稳定变应力的示意图。变应力1（对称循环变应力的最大应力，或不对称循环变应力的等效对称循环变应力的应力幅）作用了n1次，2作用了n2次，……等等。2、疲劳损伤累积假说—曼耐尔（Miner’srule法则）a）金属材料在一定变应力作用下都有一定寿命；b）每增加一次过载的应力（超过材料的持久疲劳极限），就对材料造成一定的损伤，当这些损伤的逐渐积累其总和达到其寿命相当的寿命时，材料即造成破坏；c）小于持久疲劳极限，不会对材料造成损伤；d）变应力大小作用的次序对损伤没有多大影响。图2-9为一不稳定变应力的示意图。变应力1

把图2-9中所示的应力图放在材料的—N坐标上，如图2-10所示。根据—N曲线，可以找出仅有1作用时使材料发生疲劳破坏的应力循环次数N1。假使应力每循环一次都对材料的破坏起相同的作用，则应力1每循环一次对材料的损伤率即为1/N1，而循环了n1次的1对材料的损伤率即为n1/N1。如此类推，循环n2次的2对材料的损伤率为n2/N2，……。123n1n2n3N1N2N3N0图2-10不稳定变应力在—N坐标上N123n1n2n3N1N2N3N0图2-10不

因为当损伤率达到100%时，材料即发生疲劳破坏，故对应于极限状况有：是极限状态一般地写成：

上式是疲劳损伤线性累积假说的数学表达式。自从此假说提出后，曾作了大量的试验研究，以验证此假说的正确性。试验表明，当各个作用的应力幅无巨大的差别时，这个规律是正确的。因为当损伤率达到100%时，材料即发生疲劳破

当各级应力是先作用最大的，然后依次降低时，上式中的等号右边将不等于1，而小于1（起断裂作用）;

当各级应力是先作用最小的，然后依次升高时，则式中等号右边要大于1（起强化作用）。通过大量的试验，可以有以下的关系：说明Miner法则有一定的局限性。当各级应力是先作用最大的，然后依次降低时，上3．疲劳强度计算

不稳定应力，寻找相当应力，稳定应力。3．疲劳强度计算

如果材料在上述应力作用下还未达到破坏，则上式变为：将上式的分子、分母同乘以im，则：又因为，所以：将上式代入式得：如果材料在上述应力作用下还未达到破坏，则上式变为

上式又可变形为：上式右边根号部分表示了变应力参数的变化情况。令：其中，ks—为应力折算系数；

1—为任选，一般取最大工作应力或循环次数最多的应力作为计算的基本应力。引入ks后，则安全系数计算值Sca及强度条件则为：上式又可变形为：上式右边根号部分表示了变应力参数的变化情况例题：45号钢经过调质后的性能为：-1=307Mpa，m=9，N0=5×106。现以此材料作试件进行试验，以对称循环变应力1=500Mpa作用104次，2=400Mpa作用105次，试计算该试件在此条件下的安全系数计算值。若以后再以3=350Mpa作用于试件，还能再循环多少次才会使试件破坏？解：根据式（2-46）：根据式（2-47），试件的安全系数计算值为：根据式（2-47），试件的安全系数计算值为：又根据式（2-19）：又根据式（2-19）：若要使试件破坏，则由式（2-42）得：即该试件在3=350Mpa的对称循环变应力的作用下，估计尚可再承受0.97×106次应力循环。若要使试件破坏，则由式（2-42）得：即该试件在3=350八、复合应力状态下的强度计算（弯曲、扭转联合作用）对于试件在弯曲—扭转联合作用的交变应力下进行疲劳试验时，其数据基本上符合图2-11中椭圆弧的规律。其疲劳破坏条件可近似地直接用椭圆方程表示：a-10a-1m(a,a)n(a,a)AB图2-11复合应力时的极限应力线图对于钢材，经过试验得出的极限应力关系式为：八、复合应力状态下的强度计算（弯曲、扭转联合作用）a-1

由于是对称循环变应力，故应力幅即为最大应力。圆弧AmB上任何一个点即代表一对极限应力a及a。如果作用于零件上的应力幅a及a在坐标上用n表示，引直线on与AB交于m点，则安全系数计算值S为：将式（1）变形为：由于是对称循环变应力，故应力幅即为最大应力。则：其中，S—只有正应力作用下的安全系数计算值；

S—只有剪应力作用下的安全系数计算值；

S—复合应力作用下的安全系数计算值；亦即解决了简单和复合的问题。其中，S—只有正应力作用下的安全系数计算值；亦即解决了简单总结1、在解决变应力下零件的强度问题叫疲劳强度。零件里通常作用的都是变应力，所以其应用更为广泛。2、疲劳强度和哪些因素有关=f（N，r，K，材料，形式）

疲劳强度比静强度复杂得多。3．三大理论一假说：疲劳曲线——解决对称循环变应力的强度计算问题；极限应力图——对称非对称的关系；复合极限应力图——复合和简单应力的关系；

Miner法则——稳定和非稳定应力的关系；总结1、在解决变应力下零件的强度问题叫疲劳强度。4．强度计算式变应力稳定不稳定简单复合对称非对称4．强度计算式变应力稳定不稳定简单复合对称非对称例题：一零件采用塑性材料-1=275Mpa（N0=106，m=9），K=11）当作用一工作应力1，n1=4×103（N1=8×103）后，又作用一工作应力2=275Mpa，试求其工作寿命n2=?2）当作用1=410Mpa，n1=4×103后，若使n2=106，则工作应力2=?3）若工作应力1=410Mpa，n1=4×103，2=275Mpa，n2=5×105求：S（安全系数）。解：1）这属于不稳定变应力下的强度计算问题，应用疲劳损伤累积假说的数学表达式。例题：一零件采用塑性材料-1=275Mpa（N0=106，2）3）3）第二章机械零件的疲劳强度设计（习题续）一、选择题2-1．45钢的持久疲劳极限-1=270Mpa，设疲劳曲线方程的幂指数m=9，应力循环基数N0=5×106次，当实际应力循环次数N=104次时，有限寿命疲劳极限为

Mpa。（1）539；（2）135；（3）175；（4）417；2-2．零件表面经淬火、渗氮、喷丸、滚子碾压等处理后，其疲劳强度

。（1）增高（2）降低（3）不变（4）增高或降低视处理方法而定2-3．影响零件疲劳强度的综合影响系数K与

等因素有关。（1）零件的应力集中、加工方法、过载；（2）零件的应力循环特性、应力集中、加载状态；（3）零件的表面状态、绝对尺寸、应力集中；（4）零件的材料、热处理方法、绝对尺寸。113第二章机械零件的疲劳强度设计（习题续）一、选择题1132-4．绘制设计零件的m—a极限应力简图时，所必须的已知数据是

。（1）-1，0，s，k；（2）-1，0，s，K;（3）-1，s，，K;（4）-1，0，，K;2-5．在图示设计零件的m—a极限应力简图中，如工作应力点M所在的0N线与横轴间夹角=45，则该零件受的是

。（1）不变号的不对称循环变应力；（2）变号的不对称循环变应力；（3）脉动循环变应力；（4）对称循环变应力；045135amANGCM232-4．绘制设计零件的m—a极限应力简图时，所必须2-6．在题2-5图所示零件的极限应力简图中，如工作应力点M所在的0N线与横轴之间的夹角=90时，则该零件受的是

。（1）脉动循环变应力；（2）对称循环变应力；（3）变号的不对称循环变应力；（4）不变号的不对称循环变应力；2-7．已知一零件的最大工作应力max=180Mpa，最小工作应力min=-80Mpa。则在图示的极限应力简图中，该应力点M与原点的连线0M与横轴间的夹角为

。（1）685744；（2）21215；（3）66215；（4）742833；0135amANGCM(m,a)212-6．在题2-5图所示零件的极限应力简图中，如工作应力点M2-8．在图示零件的极限应力简图上，M为零件的工作应力点，若加载于零件的过程中保持最小应力min为常数。则该零件的极限应力点应为

。（1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4；2-9．在上题中若对零件加载的过程中保持应力比r等于常数。则该零件的极限应力点应为

。（1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4；045135amAGCM45M1M2M3M4232-8．在图示零件的极限应力简图上，M为零件的工作应力点，若2-10．2-8题中若对零件加载的过程中保持平均应力m等于常数。则该零件的极限应力点应为

。（1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4；2-11．零件的材料为45钢，b=600Mpa，s=355Mpa，-1=270Mpa，=0.2，零件的疲劳强度综合影响系数K=1.4。则在图示的零件极限应力简图中角为

。（1）365535；（2）411422；（3）484538；（3）6786；-1/K0/2K0/2s045amADBC122-10．2-8题中若对零件加载的过程中保持平均应力m等于2-12．在题2-5图所示零件的极限应力简图中，如工作应力点M所在的0N线与横轴间夹角=50，则该零件受的是

。（1）脉动循环变应力；（2）对称循环变应力；（3）变号的不对称循环变应力；（4）不变号的不对称循环变应力；2-13．一零件由40Cr制成，已知材料的b=980Mpa，s=785Mpa，-1=440Mpa，=0.3。零件的最大工作应力max=240Mpa，最小工作应力min=-80Mpa，疲劳强度综合影响系数K=1.44。则当应力比r=常数时，该零件的疲劳强度工作安全系数S为

。（1）3.27;（2）1.73;（3）1.83;（4）1.27;2-14．若材料疲劳曲线方程的幂指数m=9，则以对称循环应力1=500Mpa作用于零件n1=104次以后，它所造成的疲劳损伤，相当于应力2=450Mpa作用于零件

。（1）0.39×104；（2）1.46×104；（3）2.58×104；（4）7.45×104；3232-12．在题2-5图所示零件的极限应力简图中，如工作应力2-15．若材料疲劳曲线方程的幂指数m=9，则以对称循环应力1=400Mpa作用于零件n1=105次所造成的疲劳损伤，相当于2=

Mpa作用于零件n2=104次所造成的疲劳损伤。(1)517；（2）546；（3）583；（4）615；2-16．45钢经调质后的疲劳极限-1=300Mpa，应力循环基数N0=5×106次，疲劳曲线方程的幂指数m=9，若用此材料做成的试件进行试验，以对称循环应力1=450Mpa作用104次，2=400Mpa作用2×104次。则工作安全系数为

。（1）1.14；（2）1.25；（3）1.47；（4）1.65；2-17．45钢经调质后的疲劳极限-1=300Mpa，应力循环基数N0=5×106次，疲劳曲线方程的幂指数m=9，若用此材料做成的试件进行试验，以对称循环应力1=450Mpa作用104次，2=400Mpa作用2×104次，再以3=350Mpa作用于此试件，直到它破坏为止，试件还能承受的应力循环次数为

次。（1）6.25×105（2）9.34×105（3）1.09×106（4）4.52×1061232-15．若材料疲劳曲线方程的幂指数m=9，则以对称循环应力第三章摩擦、磨损及润滑理论一、摩擦、磨损及润滑三者关系当在正压力作用下相互接触的两个物体受切向外力的影响而发生相对滑动，或有相对滑动趋势时，在接触表面上就会产生抵抗滑动的阻力，这一自然现象叫做摩擦。其结果必然有能量损耗和摩擦表面物质的丧失或转移，即磨损。据估计，世界上在工业方面约有30%的能量消耗于摩擦过程中。所以人们为了控制零件在摩擦中损坏，在摩擦面间加入润滑剂来降低摩擦，减小磨损的产生，所以说三者互为因果关系。第三章摩擦、磨损及润滑理论一、摩擦、磨损及润滑三者二、摩擦的种类干摩擦NVN边界摩擦VN液体摩擦V没有润滑剂很薄油膜被厚的油膜完全隔开二、摩擦的种类干摩擦NVN边界摩擦VN液体摩擦V没有润滑剂很

两个无润滑物体之间的摩擦，主要是由两种因素所构成：一是摩擦面的实际接触区内出现的粘着；二是较硬表面上的微凸体在较软表面上所起的犁刨作用。那么，怎么样来区别边界摩擦、混合摩擦和液体摩擦的界限呢？可用膜厚比来划分：式中：hmin——两粗糙面间的最小公称油膜厚度，m；

Ra——两表面的综合粗糙度；m；

Ra1、Ra2——分别为两表面的轮廓算术平均偏差，m；当<0.4时为边界摩擦；当0.43.0时为混合摩擦；当>3～5后则为液体摩擦。两个无润滑物体之间的摩擦，主要是由两种因素所构三、牛顿流体定律yx0V=0ABVhN0S(面积)

如图3-6所示，在两个平行的平板间充满具有一定粘度的润滑油，若平板A以速度V移动，另一平板B静止不动，则由于油分子与平板表面的吸附作用，将使贴近板A的油层以同样的速度V随板移动；而贴近板B的油层则静止不动。由于层与层之间速度不同，于是形成各油层间的相对滑移，在各层的界面上就存在有相应的剪应力。三、牛顿流体定律yx0V=0ABVhN0S(面积)

牛顿在1687年提出一个粘性液的摩擦定律（简称粘性定律），即在流体中任意点处的剪应力均与其剪切率（或速度梯度）成正比。若用数学形式表示这一定律，即为：式中：——流体单位面积上的剪切阻力，即剪应力；

dv/dy——流体沿垂直于运动方向（即沿图3-6中y轴方向或流体膜厚度方向）的速度梯度，式中的“－”号表示v随y的增大而减小；

——比例常数，即流体的动力粘度。摩擦学中把凡是服从这个粘性定律的液体都叫牛顿液体。牛顿在1687年提出一个粘性液的摩擦定律（简四、液体动压润滑的条件（楔形承载机理）（1）两个运动的表面要有楔形间隙；（2）被油膜分开的两表面有一定相对滑动速度，且大口向小口；（3）润滑油必须有一定的粘度。（4）有足够充足的供油量。Pmax油压P分布曲线abcVxy各油层的速度分布压力油膜h0p/x>0p/x=0p/x<0>h0h=h0h<h0＋Pmax

－产生内压h=h0进=出不产生油压除非靠供应压力油进少、出多产生负压（a）由大口小口（b）两平板平行（c）由小口大口图3-9两相对运动平板间油层中的速度分布和压力分布四、液体动压润滑的条件（楔形承载机理）Pmax油压P分布曲线

流体动压润滑是依靠摩擦副的两滑动表面作相对运动时把油带入两表面之间，形成具有足够压力的油膜，从而将两表面隔开。然而动压油膜的形成必须满足一定的条件。为此，首先讨论图3-8中相对运动的平板完全被一层油膜分开的情形。设板A沿x轴方向以速度V移动；另一板B为静止。现从层流运动的油膜中取一微单元体进行分析。由图可见，作用在此微单元体右面和左面的压力分别为p及(p+p/xdx)，作用在单元体上、下两面的剪切力分别为及(+/ydy)。根据x方向的平衡条件，得：流体动压润滑是依靠摩擦副的两滑动表面作相对运动整理后得：该式为一维雷诺方程的一般表达式。根据上面分析可知，相对滑动的两平板间形成的压力油膜能够承受外载荷的基本条件是：a）相对运动表面间必须形成油楔；由上式可见，若两平板平行时，任何截面处的油膜厚度h=h0，亦即p/x=0，这表示油压沿x轴方向无变化。如果不提供压力油的话，则油膜对外载荷无承载能力。若各油层的速度分布规律如图3-9b中的虚线所示，那么进入间隙的油量必然大于流出间隙的油量。则进入此楔形空间的过剩油量，必将由进口a及出口c两处截面被挤出，即产生一种因压力而引起的流动。结果便形成如图中实线所示的速度分布规律。该式为一维雷诺方程的一般表达式。

在ab(h>h0)段，p/x>0，即压力沿x方向逐渐增大；而在bc(h<h0)段，即p/x<0，这表明压力沿x方向逐渐降低。在a和c之间必有一处（b点）的油流速度变化规律不变，即p/x=0，因而压力p达到最大值。由于油膜沿着x方向各处的油压都大于入口和出口的油压，且压力形成如图3-9b上部曲线所示的分布，因而能承受一定的外载荷。b）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度；由式（3-10）可知，若将速度V降低，则p/x亦将降低，此时油膜各点的压力强度也会随之降低。如V降低过多，油膜将无法支持外载荷，而使两表面直接接触，致使油膜破裂，液体摩擦也就消失。c）润滑油必须有一定的粘性。d）有足够充足的供油量。在ab(h>h0)段，p/x>0，即压力沿x习题：第三章摩擦、磨损及润滑理论一、选择题3-1现在把研究有关摩擦、磨损与润滑的科学与技术统称为

。（1）摩擦理论；（2）磨损理论；（3）润滑理论；（4）摩擦学；3-2两相对滑动的接触表面，依靠吸附的油膜进行润滑的摩擦状态称为

。（1）液体摩擦；（2）干摩擦；（3）混合摩擦；（4）边界摩擦；3-3两摩擦表面间的膜厚比=0.4～3时，其摩擦状态为

；两摩擦表面间的膜厚比<0.4时，其摩擦状态为

；两摩擦表面间的膜厚比>3～5时，其摩擦状态为

。（1）液体摩擦；（2）干摩擦；（3）混合摩擦；（4）边界摩擦；习题：3-4采用含有油性和极压添加剂的润滑剂，主要是为了减小

。（1）粘着磨损；（2）表面疲劳磨损；（3）磨粒磨损；（4）腐蚀磨损；3-5通过大量试验，得出的摩擦副的磨损过程图（磨损量q与时间t的关系曲线），图中

是正确的。tqtqtqtqa)b)c)d)3-4采用含有油性和极压添加剂的润滑剂，主要是为了减小3-6根据牛顿液体粘性定律，大多数润滑油油层间相对滑动时所产生的切应力与偏导数v/y之间的关系是

。

（1）；（2）；（3）；（4）

;3-7动力粘度的国际单位制(SI)单位为

。（1）泊(p)；（2）厘斯(cst)；（3）恩氏度(E)；（4）帕.秒(Pa.s)；3-8运动粘度是动力粘度与同温下润滑油

的比值。（1）密度；（2）质量m；（3）相对密度d；（4）速度v；3-6根据牛顿液体粘性定律，大多数润滑油油层间相对滑动时所3-9运动粘度的国际单位制(SI)单位为

。（1）m2/s；（2）厘斯(cst)；（3）厘泊(cp);(4)帕.秒(Pa.s);3-10当压力加大时，润滑油的粘度

。（1）随之加大；（2）保持不变；（3）随之减小；（4）增大还是减小或不变，视润滑油性质而定；3-11当温度升高时，润滑油的粘度

。（1）随之升高；（2）随之降低；（3）保持不变；（4）升高或降低视润滑油性质而定；3-9运动粘度的国际单位制(SI)单位为二、分析题1、何谓摩擦、磨损和润滑？它们之间的相互关系如何？2、按摩擦面间的润滑状况，滑动摩擦可分哪几种？3、按照磨损机理分，磨损有哪几种基本类型？它们各有什么主要特点？如何防止或减轻这些类型的磨损发生？4、获得流体动压润滑的必要条件是什么？5、润滑剂的作用是什么？常用润滑剂有哪几种？二、分析题第四章螺纹零件一、概述

1、作用联接：起联接作用的螺纹;传动：起传动作用的螺纹;外螺纹内螺纹圆柱圆锥母体2、螺纹的形成刀具——做直线运动；工件——做旋转运动；螺纹线：转动与直线运动；螺纹牙：某一个形状小面积沿螺旋线运动就形成；3、螺纹的种类第四章螺纹零件一、概述联接：起联接作用的螺纹;传动：起牙型形状：三角=30矩形=0梯形=15锯齿=30、3右旋——多数用右旋左旋旋向单线螺纹：沿一根螺旋线形成的螺纹；双线螺纹：沿二根螺旋线形成的螺纹；多线螺纹：沿三根以上螺旋线形成的螺纹；线数

常用螺纹的类型见表9-1，P201。牙型形状：三角=30矩形=0梯形=15锯齿=

常用的联接螺纹要求自锁性，故多用单线螺纹；传动螺纹要求传动效率高，故多用双线或三线螺纹。米制：我国多采用米制螺纹；英制（管螺纹）；标准制4、主要尺寸、参数（看图P199，图9-1a）1）外径d——螺纹的最大直径，在标准中定为公称直径；2）内径d1——螺纹的最小直径，在强度计算中常作为螺杆危险截面的计算直径；3）中径d2——近似等于螺纹的平均直径；4）螺距t——相邻两牙中径线上对应轴线间的距离;常用的联接螺纹要求自锁性，故多用单线螺纹；传5）导程S——同一条螺旋线相邻两牙的轴向距离；单线：S=t双线：S=2t多线：S=ntn——头数；右旋6）升角：螺旋线与水平线夹角；ttSd2Sd27）牙型角牙型斜角8）牙的工作高度h5）导程S——同一条螺旋线相邻两牙的轴向距离；ttSd2S二、各种螺纹的特点、应用自锁条件：升角<v（摩擦角）；牙型斜角越小越不容易加工。综合摩擦系数：牙型斜角大，cos小，f大v大1——用于联接；2、3、4——很少用联接；v

矩形、梯形——传动丝杠；二、各种螺纹的特点、应用自锁条件：升角<v（摩擦角）；三、螺纹联接1、类型表9-1图螺栓联接书P201（松配）上、下受力表9-1图螺栓联接书P201

（紧配）左、右受力表9-1图螺杆与孔之间有一定的间隙——普通螺栓联接；表9-1图螺杆与孔之间无间隙，有配合——铰制孔螺栓联接；三、螺纹联接上、下受力左、右受力表9-1图螺杆与孔之间有一定

表9-1图这种联接适用于结构上不能采用螺栓联接的场合，例如被联接件之一太厚不宜制成通孔，且需要经常拆装时，往往采用双头螺柱联接；表9-1图这种联接在结构上比双头螺柱联接简单、紧凑。其用途和双头螺柱联接相似，但如经常拆装时，易使螺纹孔磨损，故多用于受力不大，或不需要经常拆装的场合。表9-1图双头螺柱联接书P201表9-1图螺钉联接书P201西工大机械设计完整版讲解课件把轴上零件与轴联接在一起，联接强度不大时：表9-1图拧紧后与轴紧贴，则与轴表面有摩擦力，联接力不大；表9-1图在轴上挖一凹槽，头部有顶尖，比第一个联接力要大些，不会转动，也不会轴向移动。表9-1图紧定螺钉联接（平底）书P202表9-1图紧定螺钉联接（带顶尖）书P202西工大机械设计完整版讲解课件图9-4将机架固定在地基上，坑里放石子、水泥，等干后，对好孔拧紧后就固定住了。2、装配形式普通螺栓联接孔>轴松配（受拉应力）铰制孔螺栓联接孔=轴紧配（受剪应力）——从受力来分析图9-4地脚螺栓联接书P202西工大机械设计完整版讲解课件3、安装形式紧螺栓——拧紧；螺母需要拧紧，处于拉伸与扭转复合应力状态下；松螺栓——不拧紧；螺母不需要拧紧，在承受工作载荷之前，螺栓不受力。例如起重吊钩等；P2144、螺纹零件精度等级A、B、C：A级精度最高，通常用C级；材料热处理尺寸系列化标准化M10×100（三角、中径、长度）3、安装形式精度等级A、B、C：A级精度最高，通常用C级；材四、拧紧在使用上，绝大多数螺纹联接在装配时都必须拧紧；预紧的目的在于增强联接的可靠性和紧密性。预紧力的大小是通过拧紧力矩来控制的。因此，应从理论上找出预紧力和拧紧力矩之间的关系。端面摩擦力矩T2摩擦力矩T1拧紧力矩TQp

如图所示，由于拧紧力矩T（T=FL）的作用，使螺栓和被联接件之间产生预紧力Qp。由《机械原理》可知，拧紧力矩T等于螺旋副间的摩擦阻力矩T1和螺母环形端面和被联接件（或垫圈）支撑面间的摩擦阻力矩T2之和，即：四、拧紧端面摩擦力矩T2摩擦力矩T1拧紧力矩TQp其中：kt——拧紧系数，0.1～0.3；

Qp——预紧力；

d——螺栓的公称直径；对于一定公称直径d的螺栓，当所要求的预紧力Qp已知时，即可按上式确定扳手的拧紧力矩T。控制预紧力的方法很多，有以下几种方法：1、根据经验、伸长、圈数来判断拧紧力的大小；2、用测力矩扳手、定力矩扳手；图9-6测力矩扳手书P204图9-6定力矩扳手书P204西工大机械设计完整版讲解课件五、设计螺栓的方法成组使用，，应力均匀分布。QpSPFmax=?螺栓组受力分析——求Fmax;单个螺栓的受力分析——求Q；1、受力分析五、设计螺栓的方法QpSPFmax=?螺栓组受力分析——求F2、应力分析

3、失效分析

4、材料选择

5、计算准则

6、主要参数计算：d——查标准螺栓、螺母、垫片；

7、结构设计l（螺杆长度）——根据被联接件的厚度；习题：第四章螺纹零件一、选择题2、应力分析1、在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是

。 （1）三角形螺纹；（2）梯形螺纹；（3）锯齿形螺纹；（4）矩形螺纹；2、在常用的螺纹联接中，自锁性最好的螺纹是

。 （1）三角形螺纹；（2）梯形螺纹；（3）锯齿形螺纹；（4）矩形螺纹；3、当两个被联接件不太厚时，宜采用

。 （1）双头螺柱联接；（2）螺栓联接；（3）螺钉联接；（4）紧定螺钉联接；4、当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要经常拆装时，往往采用

。 （1）螺栓联接；（2）螺钉联接；（3）双头螺柱联接；（4）紧定螺钉联接；41231、在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是5、当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且联接不需要经常拆装时，往往采用

。 （1）螺栓联接；（2）螺钉联接；（3）双头螺柱联接；（4）紧定螺钉联接；6、在拧紧螺栓联接时，控制拧紧力矩有很多方法，例如

。 （1）增加拧紧力；（2）增加扳手力臂；（3）使用测力矩扳手或定力矩扳手；7、螺纹联接预紧的目的之一是

。 （1）增强联接的可靠性和紧密性；（2）增加被联接件的刚性；（3）减小螺栓的刚性；8、有一汽缸盖螺栓联接，若汽缸内气体压力在0～2Mpa之间循环变化，则螺栓中的应力变化规律为

。 （1）对称循环变应力；（2）脉动循环变应力；（3）非对称循环变应力；（4）非稳定循环变应力；23135、当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且联接不需要经常拆六、螺栓组的受力分析绝大多数情况下，螺栓都是成组使用的，在这一组中，螺栓规格完全一致。进行螺栓组受力分析的目的是：求出受力最大的螺栓及其所受的力。下面针对几种典型的受载情况，分别加以讨论。1、受轴向载荷的螺栓组联接

图1为一受轴向总载荷F的汽缸盖螺栓组联接。F的作用线与螺栓轴线平行，根据螺栓的静力平衡及变形协调条件，每个螺栓所受的轴向工作载荷为：Z——螺栓个数；PF=PS图1汽缸盖螺栓组联接六、螺栓组的受力分析图1为一受轴向总载荷F2、受横向载荷的螺栓组联接QpFF