华中科技大学文华学院10制造机械设计复习稿

●掌握载荷及应力的分类掌握常见的稳定循环变应力的特性参数：对称循环脉动循环静载荷、变载荷；静应力、变应力第二章机械设计中的约束分析最大应力最小应力应力幅平均应力循环特征变应力的循环特性:----脉动循环变应力----对称循环变应力-1=0+1----静应力静应力是变应力的特例对称循环变应力脉动循环变应力静应力●失效形式和设计准则失效形式类型、产生的原因；设计准则主要针对齿面疲劳点蚀和轮齿疲劳折断●齿轮材料、热处理方法●直齿及斜齿圆柱齿轮的受力分析轮齿螺旋线方向的判断，各分力的对应关系及方向的判断，特别是斜齿轮的轴向力●圆柱齿轮传动的强度条件齿面接触疲劳强度条件针对齿面点蚀失效，齿根弯曲疲劳强度条件针对轮齿疲劳折断选用材料的基本要求，材料的配对，大、小齿轮齿面硬度的选择第三章齿轮传动设计●许用应力许用应力与材料、齿面硬度、应力循环次数有关●强度条件中的设计参数●设计步骤和方法设计计算和校核计算，数据处理（圆整或取标准值），合理选择齿轮设计参数z、d、m、b、ψd、β等的选择及对齿轮传动的影响第三章齿轮传动设计闭式传动开式传动—封闭在箱体内，润滑条件好，适于重要应用。—外露，灰尘，润滑较差，易磨损，适于低速传动。按装置型式分硬齿面软齿面—齿面硬度大于HBS350—齿面硬度小于HBS350齿轮传动的失效形式及设计准则(一)失效形式1、轮齿折断

2、齿面疲劳点蚀(1)疲劳折断(2)过载折断★

点蚀是润滑良好的闭式软齿面传动中最常见的失效形式。★

开式齿轮传动中，齿面的点蚀还来不及出现或扩展就被磨去，因此一般不会出现点蚀。

★

硬齿面齿轮(硬度>350HBS)，其齿面接触疲劳强度高，一般不易出现点蚀，但由于齿面硬、脆，一旦出现点蚀，它会不断扩大，形成破坏性点蚀。

3、齿面胶合4、齿面磨损5、齿面塑性变形(二)设计准则课本P36齿面间的接触疲劳点蚀轮齿的弯曲疲劳折断齿面接触疲劳强度条件轮齿弯曲疲劳强度条件失效形式设计准则具体工作条件下，如何运用上述准则闭式传动软齿面(硬度≤350HBS)按齿面接触疲劳强度条件设计按轮齿弯曲疲劳强度条件校核硬齿面(硬度>350HBS)按轮齿弯曲疲劳强度条件设计按齿面接触疲劳强度条件校核开式传动磨损轮齿折断按轮齿弯曲疲劳强度条件设计，适当增大模数，取标准值工作条件设计准则齿根弯曲疲劳强度—齿轮抵抗轮齿疲劳折断的能力齿面接触疲劳强度—齿轮抵抗齿面疲劳点蚀的能力齿轮传动设计时，按主要失效形式进行强度计算，确定主要尺寸，然后按其它失效形式进行必要的校核。闭式软齿面齿轮传动按接触强度进行设计，按弯曲强度校核闭式硬齿面齿轮传动按弯曲强度进行设计，按接触强度校核开式齿轮传动按弯曲强度设计。其失效形式为磨损，点蚀形成之前齿面已磨掉。模数可适当增大圆周力径向力主动轮上与转向相反从动轮上与转向相同和指向各自的轮心主、从动轮上各对应力大小相等、方向相反由注意：一对相啮合的齿轮，其接触应力是相等的，许用接触应力一般不等，取小值。

σHP齿面接触疲劳强度主要取决于分度圆直径dd越大，接触强度越大σH越小,模数的大小对接触强度无直接影响注意：影响齿根弯曲疲劳强度的主要参数是模数mm↑→弯曲强度↑→齿厚s→截面积↑→σF↓↑配对的大小齿轮的弯曲应力不等标准齿轮YFa1Ysa1YFa2Ysa2≠故σF1≠σF2计算模数时，比较YFa1Ysa1/σFP1与YFa2Ysa2/σFP2的大小，代入大值因σF1＞σF2，且小齿轮应力循环次数多，故小齿轮的材料应选好些，齿面硬度稍高些由斜齿圆柱齿轮受力的方向课本P74习题3-2圆周力：径向力：和指向各自的轮心同直齿轮轴向力：主动轮上与转向相反与转向相同从动轮上左旋齿轮用左手法则右旋齿轮用右手法则主动轮上用左右手法则判定弯曲四指为转动方向、大指为方向主、从动轮上各对应力大小相等、方向相反Fa—决定于齿轮的转向和轮齿的旋向斜齿轮正确啮合条件：且旋向相反××××配对齿轮－旋向相反

Ft1Ft2Fr1Fr2Fa1Fa2Ft3Fr3Fa3Ft4Fr4Fa4同轴齿轮－旋向相同(非同级齿轮)×

×n1n2n3n4校核式：设计式：尺寸相同时：斜齿轮承载能力大于直齿轮斜齿轮尺寸小于直齿轮外载和材料相同时：由于比直齿轮小，且斜齿轮的ZE

ZH

ZεZβ＜直齿轮的ZE

ZHZε相同条件下，斜齿轮接触应力比直齿轮小故：斜齿轮接触强度比直齿轮大原因：●重合度大，同时啮合的齿数多●接触线是倾斜的●

当量齿轮直径大，齿廓平直一对斜齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合斜齿轮强度计算可转化为当量直齿轮的强度计算将斜齿轮的当量齿轮相应参数代入轮齿弯曲疲劳强度条件直齿轮：引入螺旋角系数设计式：校核式：斜齿轮的弯曲强度也按当量齿轮

进行在相同条件下，斜齿轮弯曲应力比直齿轮小故：斜齿轮弯曲强度比直齿轮大尺寸相同时：斜齿轮承载能力大于直齿轮斜齿轮尺寸小于直齿轮外载和材料相同时：由于比直齿轮小，且齿数Z闭式软齿面齿轮传动提高平稳性模数小降低齿高减小滑动系数闭式硬齿面、开式、铸铁齿轮传动在保持不变和满足弯曲强度情况下适当选多些切削量小一般增大模数提高弯曲强度大、小齿轮的齿数互质适当选少些一般单级闭式传动，齿数比u≤5保证弯曲强度的基础上尽量增加齿数(闭式软齿面)取较小齿数(闭式硬齿面或开式齿轮)(5)模数取标准值(6)分度圆螺旋角一般取平稳性承载能力轴向力传动效率螺旋角越大则重合度变大●

蜗杆传动的主要参数及其选择主要讨论普通圆柱蜗杆传动；●材料、失效形式及设计准则为减小摩擦磨损，钢蜗杆与青铜蜗轮配对；失效主要发生在蜗轮上蜗杆分度圆直径为标准值，蜗杆、蜗轮螺旋角旋向相同，蜗杆导程角γ＝蜗轮螺旋角β；蜗杆头数与传动效率的关系；变位的目的：凑中心距、凑传动比；仅对蜗轮变位。第四章蜗杆传动设计●

强度条件●热平衡计算蜗杆传动效率低，发热量大，容易产生胶合，故要控制热平衡时的油温；在中间平面上蜗杆传动类似于齿条齿轮传动，故强度计算公式按斜齿轮推导；一般不用校核齿根弯曲强度。油温过高应采取相应措施。●受力分析各分力的对应关系及方向的判断，与斜齿圆柱齿轮的区别；蜗轮或蜗杆转动方向的判断。1.模数m和压力角a2.蜗杆分度圆直径d1和蜗杆直径系数q课本P79表4-1模数：(标准值)压力角：(标准值)加工蜗轮要用与蜗杆同样参数和直径的蜗轮滚刀要减少滚刀数目、便于刀具标准化直径系数则将定为标准值有一定的搭并与配关系第四章蜗杆设计

正确啮合条件：蜗杆与蜗轮啮合时，在中间平面上，蜗杆的轴向模数、轴向压力角分别与蜗轮的端面模数、端面压力角相等。通常两轴线的交错角为90°，导程角与蜗轮分度圆螺旋角相等，且方向相同。

3.蜗杆的头数z1、蜗轮齿数z2和传动比i（课本P92）传动比i加工困难1实现大传动比或要求自锁蜗杆头数z1=2、3、4要求效率避免根切避免蜗杆过长引起刚度不足蜗轮齿数一般取闭式传动开式传动失效形式(发生在蜗轮上)

设计准则蜗杆传动的失效形式和设计准则轮和齿胶齿合面点蚀控制点蚀和胶合：控制折断(Z2>80)：齿面接触强度条件轮齿弯曲强度条件控制温升（连续工作）：热平衡计算轮齿折断控制折断：轮齿弯曲强度条件[注]蜗杆主要是控制轴的变形：蜗杆轴的变形不超过许用值保证齿根疲劳强度按齿面接触疲劳强度设计圆周力径向力蜗杆上与转向相反蜗轮上与转向相同和指向各自的轮心同直齿轮轴向力：左旋蜗杆用左手法则右旋蜗杆用右手法则蜗杆上用左右手法则判定蜗杆传动受力的方向课本P97习题4-1主动轮为右旋，握紧右手，四指弯曲方向表示主动轮的回转方向，拇指的指向即为作用在主动轮上轴向力的方向；（蜗轮的转向与拇指的指向相反）若主动轮为左旋，用左手。Fa1Fa1若使中间轴受力最小，则轴向力方向相反例题2一对斜齿轮和蜗轮、蜗杆传动。Z1的转向如图示，转向为左旋。1）若使中间轴受力最小，画出蜗轮的转向和蜗杆、蜗轮旋向。2）画出Z2和蜗杆传动的受力图。Z1Z2Ft2Fr2Fa2Ft4Fa4Fr4Ft3Fa3Fa1●

带传动的工作原理及特点一般情况属于摩擦传动，结构简单，中心距大，平稳，吸振，适合于高速级（转速高则转矩小，有利于带传动）●带传动受力分析、应力分析F、Ff、F1、F2、F0之间的关系；三种应力，变化规律与带传动参数之关系●弹性滑动产生的原因，不可避免，使传动比不恒定，与打滑有本质区别●失效形式及设计准则打滑、疲劳破坏；在保证不打滑的前提下使带具有足够的疲劳寿命第五章挠性传动设计●V带传动的设计步骤和方法●链传动的工作原理及特点啮合传动，中心距大，瞬时速比周期性变化，振动，适合于低速级●链传动运动的不均匀性●滚子链传动参数选择z、p、Lp、a、排数等多边形效应，设计参数（如p、z等）对运动的影响工作原理：

安装时带被张紧在带轮上，产生的初拉力F0使得带与带轮之间产生压力。主动轮转动时，依靠摩擦力托动从动轮一起同向回转。相同条件下，V带的摩擦力大于平带，传动能力更大第五章挠性传动设计(一)、受力分析安装时，带必须以一定的初拉力F0张紧在带轮上Ffn2FfF1带工作前：带工作时：F0F0此时，带只受初拉力F0作用n1F2F2松边－退出主动轮的一边紧边－进入主动轮的一边由于摩擦力的作用：紧边--由F0增加到F1；松边--由F0减小到F2。Ff－带轮作用于带的摩擦力F=Ff=F1–F2

F－

有效拉力，即圆周力

带是弹性体，工作后可认为其总长度不变，则：紧边拉伸增量＝松边拉伸减量紧边拉力增量＝松边拉力减量＝△F

因此：F1＝F0＋△FF2＝F0－△FF0＝(F1＋F

2)/2F1＝F0＋F/2F2＝F0－F/2由F=F1–F2，得：带所传递的功率为：P

＝F

v/1000kWv

为带速P增大时，所需的F(即Ff)加大。带横截面的应力为三部分应力之和。最大应力发生在紧边开始进入小带轮处:由此可知，带受变应力作用，这将使带产生疲劳破坏。由紧边和松边拉力产生的拉应力；由离心力产生的拉应力；由弯曲产生的弯曲应力。带传动通常置于高速级两种滑动现象：打滑—是带传动的一种失效形式，F＞Fflim，过载，应避免弹性滑动—正常工作时的微量滑动现象，不可避免弹性滑动是如何产生的？因F1>F2故松紧边单位长度上的变形量不等。带绕过主动轮时，由于拉力逐渐减小，所以带逐渐收缩，使带相对于主动轮的转向向后滑动。带绕过从动轮时，由于拉力逐渐增大，所以带逐渐伸长，使带相对于从动轮的转向向前滑动。由此可见：弹性滑动是由弹性变形和拉力差引起的。滚子链应用较多，且为标准件。若链节数为奇数时，则需采用过渡链节。在链条受拉时，过渡链节还要承受附加的弯曲载荷，通常应避免采用。链节数选偶数，则轮齿数选奇数，可使得磨损均匀。(二)、链传动的运动特性假定：主动边总处于水平位置，链轮抽象成正多边形，边长为p

。z1↓，φ1↑，v的变化↑瞬时传动比总在变化：瞬时速比周期性变化，称为多边形效应。平均传动比恒定：

由于运动的不均匀性，链传动常用于速度较低的场合。链传动水平布置时最好紧边在上松边在下，以防止脱链。●轴的分类按轴心线：直轴、曲轴按受载：心轴(弯距)、传动轴(转矩)、转轴(弯、转)●轴的结构设计（阶梯轴）目的：合理确定各轴段的直径和长度影响结构的要素：轴上零件的定位和固定方法定位和固定方法：轴肩、套筒、圆螺母、弹性挡圈、轴端挡圈、锥面等；注意各种固定件的特点和应用场合几个具体问题：有配合处的轴径取标准值；非定位轴肩高度可取小些；轴承的定位轴肩高度应小于内圈厚度；轴头长度应小于轮毂宽度；键槽应处于同一加工方向第六章轴和轴毂连接设计●轴的强度计算应力的性质：弯曲应力是对称循环变应力；剪应力不定计算方法：防止疲劳断裂●转轴的设计方法按扭转强度初算轴端直径→轴的结构设计→受力分析、画弯矩图和转矩图→校核危险截面扭转强度计算－针对传动轴或初算转轴的最小直径弯扭合成强度计算－针对转轴和心轴轴系的受力分析：注意轴上零件各力的方向、不要忽略轴向力产生的弯矩、弯矩突变处当量弯矩的计算折合系数α的意义：将剪应力折合成对称循环变应力●键连接的选择与校核类型选择，尺寸选择（平键的截面尺寸b×h按轴径d查标准）；普通平键校核挤压强度（静连接），导键或滑键应防止磨损（动连接）；键的工作长度不一定等于键长，普通平键的键长应小于轮毂宽度。第六章轴设计●心轴—只承受弯矩、不承受转矩●传动轴—只承受转矩、不承受或承受很小弯矩●转轴—既受弯矩、又受转矩按受载轴上零件轴向定位和固定方法课本p138表6-2轴结构设计示例确定各零件位置初估最小轴径dmin=28确定各段直径零件的轴向定位与固定零件的周向固定1.箱体两端面与轴承盖缺少调整垫片，无法调整轴承间隙。2.轴环高度<滚动轴承内圈高度，便于轴承拆卸。3.键太长，套筒无法装入，键长短于该轴段长度5~10mm。4.套筒对齿轮轴向定位不可靠，齿轮相配轴段长度小于齿宽2~3mm。5.套筒过高，套筒高度<滚动轴承内圈高度。6.与右端滚动轴承装配轴段不宜太长。7.轴与轴承透盖接触，轴与轴承透盖间缺密封件。8.联轴器与轴承盖接触，联轴器轴向未定位。9.联轴器（轮毂）键槽为通槽。10.当轴上有多处键槽时，应使各键槽位于轴的同母线上，便于加工轴。轴系结构设计改错课本P33813-112346、7810、911131551.打通2.缺键，且应与齿轮键槽同一母线3.缺轴向定位4.缺密封5.端盖不能与轴接触6.缺调整垫片7.缺工艺凸台8.轴承的安装路径太长9.套筒太高，轴承装拆不便10.套筒同时顶住了内、外圈11.过定位12.键太长13.轴肩太高14.卡圈多余15.轴太长6、71214

轴直径设计步骤和方法1、根据功率P和转速n，用扭转强度公式初算受扭段的最小直径dmin。2、根据初算轴径，进行轴的结构设计。3、按弯扭合成强度校核轴的危险截面。N课本P145由于σb与αT

的循环特征可能不同，需引进校正系数α将αT

折合成对称循环变应力。则强度条件为：—当量弯矩校正系数α的取值：●对于不变的转矩：●频繁启动、振动或情况不明：●经常双向运转：对称循环变应力下的许用应力二、键联接的选择设计时先选择类型、尺寸，再进行校核计算类型选择—静联接→普通平键、半圆键、花键动联接→导向平键、滑键尺寸选择—根据轴径d查标准，确定b、h根据轮毂宽度，确定键长L三、平键联接的校核平键联接的失效形式：1、工作面压溃—静联接2、工作面磨损—动联接普通平键联接：工作面为两侧面●滑动轴承的摩擦状态干摩擦状态半干摩擦状态边界摩擦状态液体摩擦状态半液体摩擦状态混合摩擦状态—非液体摩擦滑动轴承——液体摩擦滑动轴承——应避免动压轴承静压轴承第七章滑动轴承设计●非液体摩擦滑动轴承主要失效形式：磨损、胶合（因为金属表面直接接触）校核计算方法及目的：限制压强（p＜[p]）——防止轴瓦过度磨损限制pv值（pv＜[pv]）——防止轴瓦发生胶合限制v值（v＜[v]）——防止轴瓦过度磨损●动压润滑基本理论动压油膜：一定条件下，由于摩擦表面相对运动而产生；掌握动压油膜形成的机理和必要条件，注意：两摩擦表面相互平行，不能产生动压油膜；润滑油从楔形间隙的小口进、大口出也不能形成动压。第七章轴承设计按摩擦性质分：滑动轴承和滚动轴承根据能承受载荷的方向，可分为向心轴承、推力轴承、向心推力轴承。(或称为径向轴承、止推轴承、径向止推轴承）。形成动压油膜的必要条件：P170（1）两工作表面间必须构成楔形间隙；（2）两工作表面间应充满具有一定粘度的润滑油或其他流体；（3）两工作面间存在一定相对滑动，且运动方向总是带动润滑油从大截面流进，小截面流出。这三条通常称为形成动压油膜的必要条件，缺少其中任何一条都不可能形成动压效应，构成动压轴承。●滚动轴承类型及尺寸的选择常用滚动轴承（3、6、7、N、5类）的结构及承载特点；应用的场合；内径代号、直径系列代号的含义基本概念：滚动轴承寿命、基本额定寿命、基本额定动载荷、当量动载荷等的含义●滚动轴承的寿命计算目的：防止轴承在预定的工作期间内发生疲劳点蚀公式：或：核心：当量动载荷

P

的计算第八章滚动轴承关键：角接触轴承轴向载荷

Fa

的确定要点：角接触轴承的排列方式及派生轴向力S的方向正装－S1、S2相对；反装－S1、S2

相背根据“压紧端”、“放松端”确定

Fa1

、Fa2

滚动轴承代号：前置代号基本代号后置代号类型代号尺寸系列代号内径代号用数字或字母表示1—调心球轴承2—调心滚子轴承

3—圆锥滚子轴承5—推力球轴承6—深沟球轴承7—角接触球轴承8—推力圆柱滚子轴承N—圆柱滚子轴承NA－滚针轴承由轴承的宽度系列和直径系列代号（2位数字）组成。宽度系列：直径系列：0—窄；0—特轻；1—正常；1—特轻；2—宽；2—轻；3、4—特宽；3—中；5、6—特宽。4—重。内径尺寸代号100012011502170320~500d/522、28、32及500以上/内径后置代号：如：接触角为150、250和400的角接触球轴承，分别用C、AC和B表示内部结构的不同。3、滚动轴承类型的选择(1)、根据载荷的大小及性质载荷大或冲击大－选滚子轴承（线接触）；径向、轴向载荷－角接触球轴承(7)或圆锥滚子轴承(3)轴向载荷不大时，可用深沟球轴承载荷小或冲击小－选球轴承（点接触）；(2)、根据载荷的方向纯径向载荷－选深沟球轴承（6）、圆柱滚子轴承（N)纯轴向载荷－选推力轴承（5或8）(3)、根据转速的高低转速高－选球轴承；转速低－选滚子轴承；●基本额定寿命一批相同

的轴承，在相同的条件下运转，其中90％

的轴承不发生疲劳点蚀

前所经历的总转数或总工作小时数。90％10％用L10

表示。完好按基本额定寿命选用轴承，可靠性为90％注意：额定寿命随运转条件而变化。比如：外载增大，额定寿命降低。因此，基本额定寿命并不能直接反映轴承的承载能力。

S2和S2′都是右轴承所受的力，Fa2=S1＋FA（压紧端）轴承正装时：●若S1+FA>S2S1S2FAS2′圆锥滚子轴承的简图如下（将内圈与轴视为一体）：12轴向合力向右，轴有向右移动的趋势，但外圈被固定，使得使轴向力平衡，右轴承被压紧，会产生反力S2′，而左轴承被放松，Fa1=S1（放松端）Fr1Fr2合力●若S1+FA<