武汉理工机械设计总复习

第一章机械设计总论

一.主要内容、重点及难点1.主要内容（1）机械设计概述（2）机械设计的基本要求和一般程序（3）机械零件的工作能力和计算准则（4）机械零件的强度（5）机械设计中的摩擦、磨损和润滑问题2.重点及难点机械零件的工作能力和计算准则机械零件的强度重点难点:机械零件的疲劳强度计算二.要点分析（二）几个基本概念(易混淆)（1）构件、零件构件：组成机构的基本运动单元称为构件，如连杆等。构件可由一个或多个零件组成。零件：组成机器的基本制造单元称为零件，如齿轮。（2）机构、机器机构：具有确定相对运动规律的构件组合体，它的功能是传递、交换运动和力。机器：由机构组成的装置，如内燃机是由连杆机构、凸轮机构、齿轮机构等组成，它的功能是交换机械能或作机械功或传递物料、信息。(一)机械的组成典型机构机械零部件控制操作系统专用零件通用零件（三）机械零件的强度1.载荷和应力（1）静载荷、变载荷静载荷：大小和方向不随时间变化或变化缓慢的载荷，如物体的自重，锅炉压力等。变载荷：大小和方向随时间周期性变化的载荷，如往复式动力机械的零件受周期性变载荷，汽车、拖拉机的行驶部分受非周期性变载荷。（2）工作载荷、名义载荷、计算载荷工作载荷：机械正常工作时零件上所受的真实载荷为工作载荷，一般由实测的方法得到。名义载荷：由理论方法计算出的作用在零件上的载荷称为名义载荷。如名义转矩：

计算载荷：名义载荷与载荷系数的乘积，载荷系数主要考虑由于外部因素（如原动机动力参数的变化和工作机工作阻力的变化）引起过载或由于内部原因（机械系统的振动、载荷分布不均等）引起的附加动载荷。强度计算时一般用计算载荷代替工作载荷。（3）静应力、变应力静应力：不随时间变化或变化缓慢的应力称为静应力，一般由静载荷产生。变应力：随时间变化的应力称为变应力，一般由变载荷产生，亦可由静载荷产生。（4）稳定循环变应力、不稳定循环变应力、随机变应力稳定循环变应力：应力幅和平均应力为常数的周期性变化应力。不稳定循环变应力：、其中之一不为常数的周期性变化的应力。随机变应力：随机变化的应力。2.稳定变应力的基本类型（1）一般循环变应力r=σmin/σmaxσmaxσmσaσatσσmin应用实例：同时受轴向力和径向力作用的轴，轴向力产生平均应力和径向力产生的弯曲变应力叠加。持久极限为（2）对称循环变应力r=-1（3）脉动循环变应力r=0（4）静应力r=1持久极限为持久极限为持久极限为应用实例：受径向力作用的轴，径向力产生弯曲变应力。应用实例：齿轮传动啮合的接触应力或单向转动齿轮的齿根弯曲应力。应用实例：静力拉杆。注：按绝对值大小区分，各自带符号，正值表示拉应力，负值表示压应力。表示循环应力中的不变部分；表示循环应力中的变化部分；r表示变应力的不对称程度。a）静应力：γ=+1变应力特例b）非对称循环变应力γ

在（+1～-1）间变化σmaxσmσminσaσatσσtσ=常数c）对称循环变应力γ=-1σtσaσmaxσmind）脉动循环变应力γ=0σtσaσaσmaxσmσmax3.机械零件的疲劳极限及其确定机械零件的疲劳强度取决于应力循环特性r、应力循环次数N、材料的持久疲劳极限、零件的形状、尺寸大小、表面状态等因素。无限寿命区有限寿命区N0σγN1N1σγN2N2N0σγσγσγNNσγ(1)—

N疲劳曲线有限寿命区间内循环次数N与疲劳极限σrN的关系为：用疲劳曲线求取疲劳极限σγN的方法有限寿命区（N＜N0):无限寿命区（N≥N0）

疲劳极限：σγN=σγ，

kN=1N=60n

th

ɑ(2)零件的简化极限应力线图等效系数A´D´G´C—材料的简化极限应力线图；ADGC—零件的简化极限应力线图；MNN´M´当工作点N在OAG工作区时，联立ON´和AG的直线方程可得零件的极限应力：当工作点M在OGC区域时，零件的极限应力为：(3)疲劳强度的计算当工作点N在OAG工作区时单向应力状态下的安全系数当工作点M在OGC工作区时复杂应力状态下的安全系数(三）机械零件的工作能力和计算准则1.机械设计的基本要求（价廉物美、安全可靠）(1)实现预定的功能要求；（2）可靠性和安全性要求；（3）市场需求和经济性要求；（4）机械零部件结构设计的要求；（5）工艺性及标准化、系列化、通用化要求；（6）其他特殊要求。过大弹性变形——零件的刚度不够引起塑性变形——工作应力超过材料的屈服极限σS引起变形疲劳断裂——工作应力超过零件的疲劳极限σr引起过载断裂——工作应力超过材料的强度极限σB引起断裂压溃、过度磨损——零件接触表面上的压应力p过大胶

合——

零件工作温升△t过高引起表面疲劳损坏——零件表面接触应力σH过大引起表面失效3.机械零件的主要失效形式2.机械零件的工作能力零件的工作能力是指在一定的运动、载荷和环境情况下，在预定的使用期限内，不发生失效的安全工作限度。4.机械零件的计算准则(1)强度准则(2)刚度准则

—

针对过大弹性变形

提高刚度的措施：增大或改变截面形状尺寸以增大截面惯性矩；减小支承间的跨距；合理增加加强筋。(3)耐磨性准则

—

针对过度磨损、胶合破坏(4)振动和噪声准则

—

针对高速机械的振动失稳（即共振）(四）机械设计中的摩擦、磨损和润滑1.机械零部件中的摩擦按摩擦副之间的状态分干摩擦边界摩擦液体摩擦混合摩擦指零件在载荷作用下抵抗断裂、塑性变形及表面疲劳失效的能力。2.机械零部件中的摩损摩损过程跑合摩损阶段（初期磨损阶段）稳定摩损阶段（正常磨损阶段）剧烈摩损阶段（耗损磨损阶段）摩损的基本类型（按机理分）粘着摩损磨料磨损接触疲劳磨损腐蚀磨损3.防止或减小摩损的主要方法（1）选择合适的润滑剂和润滑方法，用液体摩擦代替边界摩擦；（2）按零部件的主要磨损类型合理选择材料；（3)合理选择热处理和表面处理方法；(4)适当降低表面粗糙度值可提高接触疲劳磨损零部件的耐磨性；（5）用滚动摩擦代替滑动摩擦，可减少磨损；（6）正确的结构设计，使应力均匀分布；（7）正确维护、使用，科学管理。4.机械零部件中的润滑润滑方式流体动力润滑流体静力润滑边界润滑润滑油的性能指标：粘度、动力粘度、运动粘度影响润滑油粘度的主要因素：温度、压力选用原则：载荷大、温度高的轴承，宜选用粘度大的油；载荷小、转速高的轴承，宜选用粘度小的油；第5章齿轮传动一.主要内容二.重点及难点（1）齿轮传动的受力分析及载荷计算（2）齿轮传动的失效形式、设计准则、强度计算及参数选择；重点（1）齿轮传动的失效形式及设计准则；（2）齿轮传动的受力分析及载荷计算；（3）强度计算、许用应力的确定及参数选择；难点（1）斜齿轮轴向力方向的判定及各分力大小的计算；（2）强度计算中许用应力的确定及参数选择；轮齿折断齿面损伤疲劳点蚀磨损胶合塑性变形三.要点分析（一）齿轮传动失效形式及计算准则、材料选择1.失效形式闭式齿轮传动，当一对齿轮或一轮齿为软齿面时，轮齿的主要损伤形式是齿面疲劳点蚀，也可能发生轮齿折断及其他失效形式，故应按接触疲劳强度的设计公式确定主要尺寸，然后校核弯曲疲劳强度。若一对齿轮均为硬齿面时，轮齿的主要失效形式可能是轮齿折断，也可能发生点蚀、胶合等失效，则应按弯曲疲劳强度的设计公式确定模数，然后校核接触疲劳强度。开式齿轮传动，其主要失效形式是齿面磨损，但往往又因轮齿磨薄后而发生折断，故仍按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计，但适当降低（20%）许用应力以考虑磨损的影响。

2.计算准则轮齿齿面—

有足够的硬度和耐磨性，有利于提高齿面抗点蚀、胶合、磨损及塑性变形的能力；轮齿芯部—

有足够的抗弯曲强度及冲击韧性；齿轮加工及热处理性能好；非金属材料—

夹布胶木、塑料…用于高速、小功率、精度不高或要求低噪声的齿轮中碳钢—45、50钢…中碳合金钢—40Cr、35SiMn低碳合金钢—20Cr、20SiMnTiZG310-570、ZG340-640…用于尺寸大齿轮灰铸铁—

HT250、HT300…球墨铸铁—

QT500-5、QT600-2铸钢—锻钢铸铁中小尺寸齿轮低速轻载、尺寸要求不严的开式齿轮3.材料选择常用材料（二）齿轮传动受力分析——重点O2O1Fa2Ft1Fr1Ft2Fr2Fa1n2n1斜齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮直齿锥齿轮圆周力Ft径向力Fr圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa圆周力Ft径向力Fr轴向力FaFr1

Fr2Ft2Ft1n1n2n1n2Fr2Fa2Fa1Ft2Ft1Fr1各力方向判定

圆周力Ft

主动轮——受阻力，Ft1与力作用点线速度的方向相反；从动轮——受驱动力，Ft2与力作用点线速度的方向相同径向力Fr—

分别指向各自的轮心斜齿轮传动——用“主动轮左、右手定则”来判断轴向力Fa锥齿轮传动——分别指向各轮轮齿的大端Ft1=-Ft2Fr1=-Fr2Ft1=-Ft2Fr1=-Fr2Fa1=-Fa2Ft1=-Ft2Fr1=-Fa2Fa1=-Fr2

（二）齿轮传动受力分析——重点斜齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮直齿锥齿轮圆周力Ft径向力Fr圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa圆周力Ft径向力Fr轴向力Fa法向力Fn（三）齿轮传动的参数选择——重点齿数Z1闭式软齿面齿轮——Z1=20～40闭式硬齿面齿轮——Z1=17～25开式齿轮——Z1=17～20模数m——

在满足齿根弯曲强度要求的前提下，尽可能取小些，对于动力传动齿轮必须使m≥1.5mm；对开式齿轮传动，只按弯曲强度设计，将计算求得的模数增大10%~15%。z2=iZ1——圆为整数齿宽系数圆柱齿轮锥齿轮=0.25

～0.3斜齿轮的螺旋角β——一般取β=

8°

～20°，最佳

β=

10°

～15°，

βmax≤

25°

当齿轮制造、安装精度高，轴和支承的刚度大，齿轮对称于轴承布置时，齿宽系数取大值，反之取小值。

许用应力的确定许用弯曲应力бFP—

齿面许用接触应力бHP

—（四）齿轮强度计算1.直齿圆柱齿轮的强度计算齿根弯曲强度计算设计公式校核公式齿面接触疲劳强度校核公式设计公式齿数、模数、齿宽系数对强度的分析齿根弯曲强度计算设计公式校核公式齿面接触疲劳强度校核公式设计公式2.斜齿圆柱齿轮的强度计算齿根弯曲强度计算设计公式校核公式齿面接触疲劳强度校核公式设计公式3.直齿圆锥齿轮的强度计算一.主要内容二.重点及难点（1）蜗杆传动的类型、特点及应用，蜗杆传动的主要参数及其选择原则；（2）蜗杆传动的失效形式、材料选择及受力分析；（3）普通蜗杆传动的强度计算及蜗杆的刚度计算；（4）蜗杆传动的效率、润滑及热平衡计算。重点（1）蜗杆传动主要参数选择及几何尺寸计算；（2）蜗杆分度圆直径与直径系数q；（3）蜗杆传动的受力分析；（4）蜗杆传动强度、效率及热平衡计算；难点（1）蜗杆传动正确啮合条件及变位特点；（2）蜗杆、蜗轮各力之间关系，蜗杆轴向力方向及蜗轮转动方向的判断；第6章蜗杆传动设计一.蜗杆传动类型及特点类型圆柱蜗杆传动普通圆柱蜗杆传动圆弧圆柱蜗杆传动环面蜗杆传动锥面蜗杆传动1.阿基米德圆柱蜗杆（ZA蜗杆）2.渐开线圆柱蜗杆（ZI蜗杆）3.法向直廓圆柱蜗杆（ZN蜗杆）4.

锥面包络圆柱蜗杆（ZK蜗杆）国标推荐采用圆环面包络圆柱蜗杆轴向圆弧齿圆柱蜗杆三.要点分析（一）蜗杆传动的类型（二）蜗杆传动的主要参数及几何关系1.蜗杆传动的正确啮合条件2.蜗杆分度圆直径(又称中圆直径)

d1和直径系数q

（1）蜗杆轴向模数mx1=蜗轮端面模数mt2=标准模数m（2）蜗杆轴向压力角x1=蜗轮端面压力角t2=标准压力角=20º（3）蜗杆分度圆导程角1=蜗轮的螺旋角2，且螺旋线方向相同，同为左旋或同为右旋在蜗杆传动的中间平面内，蜗杆与蜗轮的啮合相对于渐开线斜齿轮与直齿条的啮合，因为两轴线交错角∑=90⁰时，故其正确啮合条件为：蜗杆传动中，为了保证蜗杆与蜗轮的正确啮合，常用与蜗杆具有同样参数的蜗轮滚刀来加工与其配对的蜗轮。为了减少蜗轮滚刀的数目，为便于蜗轮滚刀的标准化，规定蜗杆直径d1为标准值，且与m搭配。d1与m的比值称为蜗杆直径系数，用q表示，即：∵d1=qm

≠Z1m蜗杆分度圆导程角——蜗杆轮齿的切线与其端面之间的夹角导程（同一条螺旋线上相邻两齿同侧齿廓之间的轴向距离）

：pz=z1px蜗杆轴向齿距（相邻两齿同侧齿廓之间的轴向距离）：px=m，效率高，330的蜗杆具有自锁性。d1导程pzpxd1d1γγ导程角与导程的关系

导程角：pxtan=====pzd1z1pxd1z1md1z1mqmz1q3.蜗杆头数z1和与蜗杆分度圆导程角

z1=1~4η啮=tan/tan（+ρv）====4.蜗杆传动的传动比及中心距

i==n2z1n1z2d1d2≠∵d1=qm

≠Z1m（三）蜗杆传动的变位特点蜗杆传动变位目的凑中心距凑传动比由于加工蜗轮的滚刀形状和尺寸要与蜗杆的齿廓形状和尺寸相同，因此蜗杆传动只能对蜗轮进行变位，即变位只改变蜗轮的尺寸，而蜗杆的尺寸保持不变。变位后的蜗轮与蜗杆啮合传动时，蜗杆的分度圆不重合于节圆，蜗轮的分度圆与节圆重合。(四)蜗杆传动的受力分析1.力的大小n1n2Fa2Ft2Fr2Fa1Ft1Fr1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

2.

力的方向(五)蜗杆传动的失效形式及强度计算特点1.蜗杆传动的失效形式蜗轮相当于斜齿轮，通常蜗轮齿轮为青铜或铸铁，其机械强度比钢制蜗杆低，故闭式蜗杆传动的主要失效形式为蜗轮齿面疲劳点蚀及齿面胶合。开式蜗杆传动的主要失效形式——蜗轮轮齿的磨损。

弹性系数

铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆组合时

校核式：设计式

：使用系数,

同齿轮1.齿面接触强度2.蜗杆刚度（六）普通圆柱蜗杆传动的设计计算（1）蜗杆传动的失效一般发生在蜗轮上，只对蜗轮轮齿进行强度计算，蜗杆的强度按轴的强度进行计算，必要时校核蜗杆的刚度。（2）一般情况下，蜗轮轮齿很少发生弯曲疲劳折断，故一般只计算蜗轮齿轮接触疲劳强度，只有当蜗轮齿数z>80-120或为开式传动时，才进行轮齿弯曲疲劳强度计算。2.强度计算特点（七）蜗杆传动的效率及热平衡计算

效率搅油损耗效率轴承效率轮齿啮合效率η＝η１η２η３1.蜗杆传动的总效率影响效率的因素：（1）导程角，则，因故q一定时，则↑↑↑↑（2）当量摩擦角，，则蜗轮齿轮：锡青铜取决于蜗杆齿面硬度>45HRC,

相对滑动速度，↑↑由于摩擦损耗全部转化为热量，在单位时间内发热量式中，Ｐ为蜗杆传递的功率kW；η--蜗杆传动的总效率。Q1=散热量环境温度一般取200工作温度散热面积计算式许用工作温度、一般取600～700散热面积散热系数若为自然冷却方式，则热量从箱体外壁散发到周围空气中，其单位时间内的散热量箱体的散热系数，αｓ＝12～18W／(m２℃)，大值用于通风良好的环境热平衡条件：Q1=Q22.蜗杆传动的热平衡计算若Ｔp超过允许值，可采取以下措施，以增加传动的散热能力：

①在箱体外壁增加散热片，增大散热面积A，加散热片时，还应注意散热片配置的方向要有利于热传导。

②在蜗杆轴端设置风扇(图a)，进行人工通风，增大散热系数，此时αs＝20～28W／(m2·℃)。③可在箱体油池中装设蛇形冷却管。

④采用压力喷油循环润滑。式中，a——中心距，mm第8章带传动一.主要内容二.重点及难点（1）带传动的类型、工作原理、优缺点及其应用范围；（2）带与带轮的结构；（3）摩擦型带传动的作用力分析、应力分析、弹性滑动、打滑和滑动率；（4）V带传动的失效形式、设计准则、设计方法和主要参数的选择；（5）带传动的张紧方法和张紧装置。重点（1）带传动的作用力分析、应力分析；（2）带传动的弹性滑动、打滑；（3）带传动的设计和主要参数的选择；难点（1）带传动的应力分析；（2）带传动的弹性滑动、打滑；工作前：带中各处均受一定的初拉力FO

O2O1F0F0F0F0紧边∑Ff2-带松边∑Ff1-带

O1O2n2T2F1F1F2F2T1

n1工作时：主动边被进一步拉紧，拉力由F0增大到F1，称为紧边；另一边拉力减少到F2，称为松边。

紧边拉力与松边拉力的差值称为带传动的有效拉力Fe:Fe=F1一F2

=∑Ff三.要点分析（一）带传动的力与应力分析1.力的分析带传动工作时，有效拉力Fe与初拉力Fo、紧边拉力F1、松边拉力F2关系：F1+F2=

2FoF1-F2=

Fe带在带轮上即将打滑时：1）初拉力F0

——F0↑，正压力↑，∑Ffmax↑，Felim↑

但F0↑↑，磨损加快，带的寿命↓；2）小轮包角α1——α1↑，包围弧↑，∑Ffmax↑，Felim↑α1大小取决于设计参数i、d1、d2及a；3）摩擦系数f——f↑，∑Ffmax↑，Felim↑，f取决于带和带轮的材料。影响Felim的因素带传动的极限有效拉力Felim为：为提高带传动的工作能力，防止打滑，可采用以下措施：（1）安装时保证适当的张紧力；（2）增加带与带轮之间的摩擦力，选用铸铁带轮；（3）增大包角α1。2.

带的应力分析(2)拉应力紧边拉应力：σ1=F1/A

MPa松边拉应力：σ2=F2/A

MPa∵F1＞F2∴σ1＞σ2(3)弯曲应力

带绕过小带轮时：式中:E—带的当量弯曲弹性模量；

y

—带的最外层到中性层的距离；

dd2、dd1—大小带轮节圆直径。

(1)离心拉应力：σc=Fc/A=qv2/A

MPa——离心拉应力作用于带的全长。

带绕过大带轮时：当传动比i≠1时,∵

dd2

>dd1,∴

σb2<σb1

带中应力分布情况σb2σ1σ2σb1α1

α2

n1n2σCσCσB=σC+σ2+σb1σC=σC+σ2+σb2σD=σC+σ1+σb2σmax=σA=σC+σ1+σb1Eσmax=σA=σC+σ1+σb1带在工作中受到的应力是变化的，故易产生疲劳破坏，它是带传动的主要失效形式之一。带相对2轮的滑动方向带相对1轮的滑动方向α2CD（二）弹性滑动与打滑1.弹性滑动:是带的弹性变形量的变化而引起带与带轮之间微量相对滑动的现象，称为弹性滑动。ιδ1ιδ2vvn1n2α1AB产生弹性滑动的原因：（1）摩擦带传动是靠带与带轮之间的摩擦力传动运动和动力；（2）松边与紧边存在拉力差；（3）带是弹性体，可发生弹性变形。

1)降低传动效率(V带传动效率η=0.91～0.96)，使带与带轮摩损增加和温度升高。

弹性滑动对传动的影响

2)使从动轮的圆周速度v2低于主动轮的圆周速度v1，即：v2<

v1。

从动轮圆周速度相对降低量称为滑动率ε。滑动率ε：F↑则ε↑，正常工作时，ε=1%～2%3)传动比不为常数即：≠常数2.打滑打滑——当传递的有效拉力达到极限值Felim时，过载引起的带与小带轮接面间将发生显著的相对滑动。α2CDvvn1n2α1ABF1F1F2F2带与带轮2整个接触弧上发生相对滑动带与带轮1整个接触弧上发生相对滑动β1β2打滑的后果：（1）磨损加剧，寿命下降；（2）急剧发热烧带；（3）传动失稳，导致失效。3.弹性滑动与打滑的本质区别发生在带和带轮的全部接触弧上；带与带轮之间有明显的相对滑动。弹性滑动打滑是带传动正常工作时不可避免的固有特性；是带传动的失效形式，是可以而且应当避免的;只发生在带离开带轮前的那部分接触弧上;带与带轮之间有微量相对滑动。α2CDα1BAn1β2β1弹性滑动打滑α2CDα1BAn1n2β2β11.选取小轮直径d1要注意：（1）保证工作性能：d1≥dmin

，以免弯曲应力过大；（2）设计标准化：

d1取标准值；（3）满足带速要求：当n一定时，d1太小，导致带速低，当带的型号一定时，单根带传递的功率小，带的根数增多；d1太大，导致带速高，带中离心力增大，也会影响承载能力。（4）合理的传动尺寸：但要求结构紧凑时，应在满足传动能力条件下选用直径较小的带轮；若结构尺寸不受限制，在合理的带速范围内可选用直径较大的带轮。

（三）V带传动主要参数选择2.传动中心距ɑOɑO↓↓：尺寸小，包角α1小，传动能力降低，带短，绕转次数u=V/Ld↑，带的疲劳寿命降低。ɑO↑↑：尺寸↑，带的垂度↑，带上下抖动加剧，传动平稳性↓对传动影响推荐0.7(d1+d2)≤ɑO≤2(d1+d2)第9章链传动一.主要内容二.重点及难点（1）链传动的类型、工作原理、优缺点及其应用范围；（2）链与链轮的结构；（3）链传动的运动特性分析；（4）链传动的失效形式、设计准则、设计方法和主要参数的选择；（5）链传动的合理布置、润滑和张紧方法。重点（1）链传动的运动分析；（2）链传动的失效形式及功率曲线；（3）链传动的设计和主要参数的选择；难点：链传动的运动分析——多边形效应；AVV1V1′BV2′VV2D

V1、V2可分解为沿链条前进方向的分速度V和垂直链条前进方向的分速度V1´、V2´。要点分析1.链传动的运动特性分析

每啮进一个链节时，链速变化情况相位角β变化：前进方向分速度：即：时而加速啮进，时而减速啮进垂直方向分速度：即：时而减速上升，时而加速下降链速V时快时慢，V′忽上忽下的变化，称为多边形效应。3.失效形式铰链磨损

链板的疲劳破坏点蚀和多次冲击破断

销轴与套筒的胶合过载拉断2.多边形效应对链传动性能的影响（1）链传动的瞬时传动比不等于常数；（2）产生附加动载荷；4.链传动计算准则

通常链轮的寿命为链寿命的2—3倍以上，故链传动的承载能力以链的强度和寿命为依据。V≥0.6m/s链传动：按由铰链磨损，链板的疲劳破坏，滚子、套筒和销轴冲击破断，销轴与套筒的胶合限制的额定功率曲线设计；V<0.6m/s链传动：主要失效为过载拉断，按静强度计算。开式链传动——主要失效为磨损，进行磨损条件性计算，即：p[p]。闭式传动(1)确定链轮齿数和速比

对使用寿命有很大影响。若小链轮齿数

Ｚ１↓｛5、链传动主要参数的选择

一般情况下，滚子链传动小链轮最小齿数可选到Ｚ１min≥9，一般小链轮齿数可根据传动比按表９-４选取。－运动速度的不均匀性和动载荷↑

－链节进入和退出啮合时，相对转角↑，铰链磨损↑－冲击和功率损耗↑

表9-４小链轮齿数Ｚ１链速Ｖ（m/s）0.6～33～8>8Z1≥17≥21≥25为了即保证链传动有足够的承载能力，又减小冲击、振动和噪声，设计时应尽量选用较小的链节距。

高速重载时，宜用小节距多排链；低速重载时，宜用大节距排数较少的链。

链条型号、链节距由Ｐ０和小链轮转速n1由滚子链额定功率曲线确定。(3)确定中心距和链节数链节数↓，V一定，单位时间内每一链节的应力变化次数↑

→链的疲劳和磨损↑中心距a↓→中心距a↑→链节数↑

，吸振能力高，使用寿命↑中心距a↑↑→链发生颤抖现象(松边上)运动平稳性↓易脱链｛设计时如无结构上的特殊要求，一般可初定中心距a=(30～50)p。

但是Ｚ１↑↑→Ｚ２↑↑｛传动尺寸和重量↑链条节距的伸长后发生脱链，使用寿命↓

从动轮齿数Ｚ２=iＺ１，通常Ｚ２max≤

120。链传动速比通常i≤6，推荐i=2～4，但在v<3m/s，载荷平稳外形尺寸不受限制时，imax＝10。为了磨损均匀，大小链论齿数互为质数(2)选择型号，确定链节距和排数

链的尺寸、重量和承载能力↑运动不均匀性(多边形效应)

↑

冲击、振动和噪声↑

｛p↑第11章螺纹连接一.主要内容二.重点及难点（1）螺纹基本知识，螺纹连接类型及螺纹连接件；（2）螺栓组连接的设计，包括螺栓组连接的结构设计、受力分析、单个螺栓连接的强度计算；（3）螺栓连接的预紧和放松，提高螺栓连接强度的措施。重点：螺栓组连接的受力分析及单个螺栓连接的强度计算；尤其是受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接的强度计算。难点：受预紧力和轴向工作载荷的紧螺栓连接总拉力F0的确定；多种受力状态组合的螺栓组连接的设计计算。1.螺纹的类型、特点及应用场合三.要点分析左旋螺纹——自右下方向左上方绕行的螺纹右旋螺纹——自左下方向右上方绕行的螺纹(常用)外螺纹——在圆柱外表面上形成的螺纹，如螺栓、螺钉内螺纹——在圆柱空内壁上形成的螺纹，如螺母按螺纹牙的表面分类按螺纹绕行方向分类按螺纹牙的牙型分类:三角形螺纹：

牙型角α=60º，当量摩擦系数较大，自锁性能好，主要用于连接。圆柱管螺纹—牙型角α=55º，用于压力p≤1.57MPa的管子连接矩形螺纹——牙型角α=0º，当量摩擦系数小，效率高，用于传动梯形螺纹——牙型角α=30º，牙根强度高，效率较高，易保证加工精度，广泛用于传动。锯齿形螺纹—牙型斜角两边不相等，工作面β=3º,非工作面β=30º，效率较三角形螺纹高，只能用于单向传动。单线螺纹——n=1，效率低，自锁性好，易加工双线螺纹——n=2，效率较n=1高三线螺纹——n=3，效率高，自锁性差，难加工按螺纹线数分类3.螺纹连接的类型、特点及应用场合2.螺旋副的受力及自锁条件矩形螺旋副的自锁条件：

≤ρ非矩形螺旋副的自锁条件：

≤ρv升角螺栓连接普通螺栓（即受拉螺栓）连接铰制孔用螺栓（即受剪螺栓）连接双头螺柱连接:螺钉联接:紧定螺钉连接:可用于传递不大的力及转矩，多用于轴和轴上零件的连接。用于被连接件之一较厚的场合，不经常装拆连接的场合。用于被连接件之一太厚不便穿孔，且需经常装拆或结构上受限制不能采用螺栓连接的场合。

效率4.螺纹连接的预紧与防松

预紧的目的是提高连接的可靠性、刚性、紧密性和防松能力。对于普通螺栓连接，还可以提高疲劳强度；对于铰制孔用螺栓连接，有利于增大接合面间的摩擦力，提高承载能力。预紧：工作之前将螺纹连接拧紧加预紧力F′。预紧的方法：凭手感经验（不准确）；测力矩扳手；定力矩扳手；测定伸长量。防松的根本目的在于防止螺纹副间的相对转动。摩擦防松：这类防松措施是使拧紧的螺纹之间不因外载荷变化而失去压力，即始终有摩擦阻力防止连接松脱。这种方法不十分可靠，故多用于冲击和振动不剧烈场合。弹簧垫圈，双螺母，尼龙圈锁紧螺母机械防松：利用各种止动零件，以阻止拧紧的螺纹零件产生相对转动。这类防松方法相当可靠，应用很广。槽形螺母和开口销，止动垫圈，串联钢丝

粘合和破坏螺纹副防松防松方法5.螺栓连接的失效形式与计算准则6.提高螺栓连接强度的措施受拉螺栓（受轴向载荷或横向载荷的普通螺栓）——主要破坏形式为螺栓杆和螺纹部分可能发生塑性变形或断裂，其计算准则是：保证螺栓的静力（或疲劳）拉伸强度。受剪螺栓（受横向载荷的铰制孔螺栓）——主要破坏形式为螺栓杆与孔壁间压溃或螺栓杆被剪断，计算准则应是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度，其中连接的挤压强度对连接的可靠性起决定性的作用。（1）降低螺栓变载荷ΔF的变化范围，减小螺栓的应力幅降低螺栓的刚度（增加螺栓的长度，采用空心螺栓、柔性螺栓）；或增加被连接件的刚度（采用金属薄垫片或者o形密封圈）（2）改善螺纹牙间的载荷分布：采用悬置(均载)螺母和环槽螺母。制造较费工，用于重要的或大型的连接。（3）减小应力集中：增大过渡圆角；切制卸载槽；卸载过渡结构。（4）避免或减小附加应力：从结构、制造与装配精度采取措施。（5）采用合理制造工艺：冷镦头部、滚压螺纹；表面处理：氰化、氮化也能提高疲劳强度。7.螺栓组连接的受力分析受扭转力矩（受剪螺栓）强度条件：受翻转力矩第12章轴的设计

一.主要内容、重点及难点1.主要内容（1）轴的结构设计：轴结构设计的影响因素；轴结构设计的一般步骤。（2）轴的强度计算：①力学模型简化；②轴上载荷及应力分析；③扭转计算轴的强度，用于传动轴的强度计算和转轴的轴径初算；④按弯扭合成强度计算，用于已知支撑点位置、载荷大小及作用点位置时，受弯、扭复合载荷作用的转轴强度计算；⑤安全系数验算，用于重要轴危险截面疲劳强度的安全系数计算。2.重点及难点重点：轴的结构设计、轴的强度设计；难点:轴的结构设计一.要点分析1.轴的分类按轴工作时受载情况心轴——只受弯矩M的轴传动轴——只受扭矩T，或少量弯矩（轴自重引起）转轴——既受弯矩，又受转矩的轴12234456789102.轴的正确结构设计（轴上零件定位准确、固定可靠、装拆方便，轴加工工艺性好)；—重点1.闷盖无螺钉连接，无调整垫片或调整螺钉调整轴承间隙；2.轴肩过高，其高度大于轴承内圈高度的2/3,无法拆卸轴承；轴承用脂润滑，而齿轮啮合油飞溅到轴承上，无挡油板；3.轴上的键槽不在同一母线上；4.轴上齿轮两端都用轴肩固定，无法装配；齿轮改用套筒后，与齿轮配合的轴段长度应小于齿轮宽度2-3mm,以便于齿轮的轴向固定；5.过度配合零件的装拆距离过长；6.透盖上无密封；7.透盖与轴不能直接接触，应留有间隙；8.转动零件与不转动零件不能做相互定位；9.键槽过长；10.轮毂宽度应大于相配合的轴段长度。3.轴的强度计算（1）.扭转强度条件（传动轴、转轴初算）校核式设计式（2）按弯曲强度计算（心轴强度计算）（3）按弯、扭合成强度计算——用于转轴强度计算强度计算的前提条件：轴的结构设计初步完成，支点力点位置确定，支反力可求。转轴危险截面上的应力状态转轴危险截面上的应力（根据第三强度理论），并考虑M、T两者产生的应力循环特性γσ和γτ不同，通常γσ=－1，而一般γτ≠－1，考虑两者差异的影响，将σc

进行修正，得弯曲应力：扭转切应力：轴弯、扭合成强度条件为：轴受不变扭矩时，γT=+1，轴受脉动扭矩（有振动冲击或频繁启动停车）γT=0，轴受对称扭矩(频繁双向运转)时，γT=-1，α—应力校正系数

转矩的变化不清楚时按脉动循环处理

也可按弯、扭合成强度条件计算轴的直径对于实心圆轴：mm1.按疲劳强度条件进行校核

在已知轴的外形、尺寸及载荷的情况下，可对轴的疲劳强度进行校核，轴的疲劳强度条件为：同时承受弯矩和扭矩的轴：

仅承受弯矩时：

仅承受扭矩时：

式中：4.安全系数校核—用于传动轴、心轴和转轴疲劳强度校核2.按静强度条件进行校核

对于瞬时过载很大，或应力循环的不对称性较为严重的轴，应当进行静强度条件校核。轴的静强度条件为：按轴承所能受的载荷方向或公称接触角的不同可分为以下几种

ααα轴承类型公称接触角α向心轴承(主要承受径向负荷FR)推力轴承(主要承受轴向负荷FA)径向接触向心角接触推力角接触轴向接触α=0000<α≤450450<α<900α=900图例第15章滚动轴承一．滚动轴承的类型及代号——重点1．滚动轴承的类型（1）轴承代号组成：由基本代号、前置代号和后置代号构成。轴承代号前置代号

后置代号

×××××

类型代号尺寸系列代号内径代号向心轴承推力轴承直径系列代号宽度系列代号高度系列代号结构形状、尺寸公差技术要求

成套轴承分部件基本代号

3.滚动轴承的代号×××××

类型代号尺寸系列代号内径代号向心轴承推力轴承直径系列代号宽度系列代号高度系列代号（2）基本代号

圆锥滚子轴承:3推力球轴承:5深沟球轴承:6角接触球轴承:7圆柱滚子轴承:N窄:0正常:1宽:2特低：7低：9正常：1（单向）正常：2（双向）轻：2中：3重：4特宽：3特宽：4特宽：5特宽：6d<20mm的轴承d=10mm代号：00d=12mm代号：01d=15mm代号：02d=17mm代号：03d=20mm～480mm的轴承d为：22、28、32及d>500mm以上轴承代号：/内径毫米表示特轻：0特轻：1调心球轴承

:1调心滚子轴承:2推力调心滚子轴承

:29滚针轴承:NA尺寸系列代号表示方法

直径系列代号尺寸系列代号向心轴承宽度系列代号推力轴承高度系列代号0（窄）1（正常）2（宽）7（特低）9（低）1（正常）2（正常）2（轻）3（中）4（重）021222031323041424729212227393132374941424向心轴承中直径系列正常宽度系列如：尺寸系列代号为：13双向推力轴承轻直径系列正常高度系列如：尺寸系列代号为：2222136（0）2

06

（/P0）3

32

15

E（/P0）公差等级为0级加强型（内部结构）轴承内径d=75mm尺寸系列32,为特宽轻系列圆锥滚子轴承解答：轴承内径d=30mm尺寸系列（0）2,为窄轻系列深沟球轴承公差等级为0级例10-1

试说明轴承代号6206、33215E、7312C及52412/P6的含义。公差等级分为/P2,/P4，/P5，/P6,/P6X和/P06个级别，依次从高到低，/P6X仅适用于圆锥滚子轴承，/P0为普通级，在轴承代号中不标出。7（0）3

12

C（/P0）5

14

10

/P6公差等级为6级轴承内径d=50mm尺寸系列14,为正常高度、重系列单向推力球轴承轴承内径d=60mm尺寸系列（0）3,为窄中系列角接触球轴承公差等级为0级α=150二.滚动轴承的选择承轻、中及较小波动载荷的场合——选球轴承承重及较大波动的载荷的场合——选滚子轴承根据轴承所受的载荷选载荷的大小、性质载荷的方向深沟轴承（6类）圆柱滚子轴承（N类）及滚针轴承（NA类）纯径向负荷可选用纯轴向负荷——可选用推力轴承（5类）同时受径向负荷和轴向负荷时径向负荷为主——可用深沟球轴承（6类）径向负荷，轴向负荷都很大角接触球轴承（7类）圆锥滚子轴承（3类）可用推力调心滚子轴承（29类）也可用圆柱滚子N类（或深沟球轴承6类）与推力轴承（5类）联合使用。轴向负荷很大径向负荷较小1.类型选择转速较高、负荷较小或要求旋转精度较高时——宜选用球轴承转速较低、负荷较大或有冲击载荷时——宜选用滚子轴承根据轴承转速选择极限转速nlim是载荷P0.1C（C为基本额定动载荷），冷却正常，0级公差时轴承的最大允许转速。对高转速的轴承：1.优先选用球轴承（润滑的阻力）2.轻系列轴承优于中、重系列（离心力）3.实体保持架优于冲压保持架（易形成油膜减小摩擦）4.提高公差等级、改善润滑条件等根据调心性能的要求选择当两轴承座孔同心度难以保证，或轴受载后挠曲变形较大时，应选用调心球轴承或调心滚子轴承。2~3°8′~16′2′~4′根据安装和拆卸方便要求选择一般，球轴承价格最低，滚子轴承比球轴承价格高。轴承精度愈高，则价格愈高，选择轴承时，在满足工作要求的前提下，应使成本最低。当轴承座不是剖分式而必须沿轴向安装和拆卸轴承时，应优先选用内外圈可分离的轴承。如圆锥滚子轴承，圆柱滚子轴承。考虑经济性圆柱滚子轴承深沟球轴承角接触球轴承调心滚子轴承调心球轴承圆锥滚子轴承推力调心滚子轴承疲劳点蚀（1）失效形式塑性变形磨损2.型号（尺寸）选择——重点（2）计算准则对一般工作条件下的回转滚动轴承——经常发生点蚀，主要进行寿命计算，必要时进行静强度校核；对于不转动、摆动或转速低（n≦10r/min）的轴承，要求控制塑性变形，只需进行静强度计算；对于高速轴承——由于发热而造成的粘着磨损、烧伤常常是突出的矛盾，除进行寿命计算外，还需校验极限转速。（3）轴承寿命基本公式修正公式(4)当量动载荷的计算含义：当量动载荷是一种考虑径向载荷与轴向载荷双重影响，经换算后的假想载荷。其效果与某一个基本额定动载荷相当。计算公式：P=fP（XFR+Y

FA）X----径向动载荷系数；

Y----轴向动载荷系数。(表15-10)向心轴承：P=fPFR推力轴承：P=fPFAfP----冲击载荷系数（表15-11）

根据轴承型号、、轴向载荷影响系数e查表15-10。(5)、角接触球轴承(7类)和圆锥滚子（3类）的轴向力计算—难点内部轴向力的计算当角接触球轴承和圆锥滚子轴承承受径向载荷FR时，由于存在接触角α，将派生出内部轴向力作用于轴上。FsFs表15-12角接触球轴承和圆锥滚子轴承的内部轴向力Fs=1.1FRFs=0.7FRFs=0.5FRFs=FR／(2Y)70000B(a=40º)70000AC(a=25º)70000C(a=15º)角接触球轴承圆锥滚子轴承角接触轴承的内部轴向力，其方向视正、反装情况而定。正装（面对面）反装（背对背）FrFaFaFrFR1FR2FS1FS2轴承的受力分析FaFS1FS2FaFS1FS2FR1FR2FS1FS2计算轴承的当量动载荷P=fP（XFR+Y

FA）FR：根据力的平衡条件,求出FR1

和FR2

FA：考虑轴向外载荷Fa，

同时还要考虑由FR1

和FR2

引起的派生轴向力FS1和FS2

3、角接触球轴承的轴向载荷FA(难点)F

A1=Fs1F

A1=Fs2±

Fa取大值F

A2=Fs2FA2=Fs1

±

Fa取大值Fs1和Fs2与Fa的合力方向相同时取+，否则取-；三．滚动轴承部件组合设计（包括轴承内外圈固定、间隙调整、轴承配合、轴承装拆、润滑与密封等）——

重点例一（1）缺调整垫片；（2）轴承盖（静止件）不应与转轴（转动件）接触；（3）该轴段不应选轴套定位，应设计轴肩；（4）套筒外径较大，应低于轴承内圈的2/3;（5）该轴段太长，不能保证定位；（6）轴端挡圈不能与轴端接触，要保证轴端挡圈挡住锥齿轮；（7）套杯右面的孔径太小，轴承外圈无法拆卸；（8）套杯外圈中间部分直径可小些，以减少精加工面；（9）套杯内圈中间部分直径可大些，以减少精加工面；例二（1）右轴承内圈右端面是固定面，可用圆螺母加带翅垫圈，螺纹外径略小于轴承内径；（2）轴段的精加工面太长；（3）轴承盖（静止件）不应与转轴（转动件）接触，且应有密封毡圈；（4）该轴段用于两轴承内圈的定位，其直径应小于轴承内圈的直径；（5）两轴承外圈之间的套筒内径应小于轴承外径，形成轴承外圈定位