西北工大机械设计总复习课件

习题5-4图示，螺栓组受外力作用，该力作用在包含x轴并垂直于底板结合面的平面内。试分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？保证连接安全工作的必要条件有哪些？习题5-6已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250mm、大小为60kN的载荷作用。现有如图所示的两种螺栓布置形式，设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪种布置形式的螺栓直径较小？为什么？习题5-5图示是由两块边板和一块承重板焊成的龙门起重机导轨托架。两块边板各用4个螺栓与立柱相连接，托架所承受的最大载荷为20kN，载荷有较大变动。试问：此螺栓连接采用普通螺栓连接还是铰制孔用螺栓连接为好？为什么？机械设计总复习题型：一、单项选择题：（每小题2分，共30分）

二、简答题(每个3分，共12分)

三~七计算题（共58分）其中包括改错题和受力分析作图题第三章机械零件的强度1.材料的疲劳特性描述：可用5个参数，但其中只有两个参数是独立的。sm─平均应力；sa─应力幅值smax─最大应力；smin─最小应力r─应力比（循环特性）材料的两种寿命曲线（1）s－N疲劳曲线1、

s－N疲劳曲线s－N疲劳曲线两种寿命曲线（2）等寿命疲劳曲线（极限应力线图）2、等寿命疲劳曲线（极限应力线图）零件的极限应力线图第五章螺纹联接与螺旋传动一、螺纹联接的基本类型（见flash1《5种联接》）二、螺纹联接的强度计算（一）松螺栓联接强度计算详细推导见flash《2.松螺栓联接》（二）紧螺栓联接强度计算1．仅受预紧力的紧螺栓联接2．受轴向载荷的紧螺栓联接3．承受工作剪力的紧螺栓联接螺纹联接的强度计算螺纹联接的强度计算1．仅受预紧力的紧螺栓联接预紧力引起的拉应力：螺牙间的摩擦力矩引起的扭转剪应力：强度条件：当联接承受较大的横向载荷F时，由于要求F0≥F／f（f=0.2），即F0≥5F，因而需要大幅度地增加螺栓直径。为减小螺栓直径的增加，可采用减载措施。说明见flash《8.减载零件》根据第四强度理论，螺栓在预紧状态下的计算应力:

螺纹联接的强度计算螺纹联接的强度计算2．受轴向载荷的紧螺栓联接螺栓预紧力F0后，在工作拉力F的作用下，螺栓的总拉力F2=?这时螺栓的总拉力为：为使工作载荷作用后，联接结合面间有残余预紧力F1存在，要求螺栓联接的预紧力F0为：静强度条件：式中F1为残余预紧力，为保证联接的紧密性，应使F1＞0，一般根据联接的性质确定F1的大小。式中：为螺栓的相对刚度，其取值范围为0~1。详细分析见flash《9.单个紧螺栓受力变形分析》见flash《10.螺栓的疲劳强度校核》

螺纹联接的强度计算螺纹联接的强度计算3．承受工作剪力的紧螺栓联接这种联接是利用铰制孔用螺栓抗剪切来承受载荷的。螺栓杆与孔壁之间无间隙，接触表面受挤压。在联接结合面处，螺栓杆则受剪切。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：式中：F－螺栓所受的工作剪力，单位为N；

d0－螺栓剪切面的直径（可取螺栓孔直径），单位为mm；

Lmin－螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，单位为mm；设计时

应使Lmin≥1.25d0

螺纹联接组的设计2螺栓组联接的设计1．受横向载荷2．受转矩3．受轴向载荷4．受倾覆力矩受力分析的目的：根据联接的结构和受载情况，求出受力最大的螺栓及其所受的力，以便进行螺栓联接的强度计算。受力分析时所作假设：所有螺栓的材料、直径、长度和预紧力均相同；受载后联接接合面仍保持为平面。受力分析的类型：二、螺栓组联接的受力分析螺栓组的对称中心与联接接合面的形心重合；

螺纹联接组的设计3（1）对于铰制孔用螺栓联接（图b），每个螺栓所受工作剪力为：（2）对于普通螺栓联接（图a），按预紧后接合面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷的要求，有：式中：z为螺栓数目。图示为由四个螺栓组成的受横向载荷的螺栓组联接。1．受横向载荷的螺栓组联接或螺栓组联接的设计

Ks为防滑系数，设计中可取Ks=1.1~1.3。螺纹联接组的设计4采用普通螺栓和铰制孔用螺栓组成的螺栓组受转矩时的受力情况是不同的。2．受转矩的螺栓组联接采用普通螺栓，是靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。采用铰制孔用螺栓，是靠螺栓的剪切和螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩T。螺栓组联接的设计

螺纹联接组的设计5螺栓组联接的设计3．受轴向载荷的螺栓组联接若作用在螺栓组上轴向总载荷FΣ作用线与螺栓轴线平行，并通过螺栓组的对称中心，则各个螺栓受载相同，每个螺栓所受轴向工作载荷为：

通常，各个螺栓还承受预紧力F0的作用，当联接要有保证的残余预紧力为F1时，每个螺栓所承受的总载荷F2为。F2=F1+F

第六章键、花键、无键联接和销联接一、键联接的分类、结构型式及应用1．平键联接平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂上的键槽底部之间留有间隙，键的上、下表面为非工作面。键联接键联接2．半圆键联接键呈半圆形，其侧面为工作面，键能在轴上的键槽中绕其圆心摆动，以适应轮毂上键槽的斜度，安装方便。常用与锥形轴端轮毂的联接。4．切向键由两个斜度为1:100的楔键组成。一个切向键只能传递一个方向的转矩，传递双向转矩时，须用互成120°～130°角的两个键。楔键的上、下表面为工作面，两侧面为非工作面。3．楔键联接

键联接二、键的选择和强度校核1．键的尺寸选择

b×h根据轴径d由标准中查得，键的长度参考轮毂的长度确定，一般应略短于轮毂长，并符合标准中规定的尺寸系列。平键的尺寸主要是键的截面尺寸b×h及键长L。2．平键联接的失效和强度校核对于普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面的压溃，有时也会出现键的剪断，但一般只作联接的挤压强度校核。对于导向平键联接和滑键联接，其主要失效形式是工作面的过度磨损，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。详见flash3

第八章带传动1.带传动的工作原理；2.带传动的应力分析3.带传动的弹性滑动与打滑4.带的设计计算工作情况分析带传动的工作情况分析带传动的工作情况分析是指带传动的受力分析、应力分析、运动分析。带传动是一种挠性传动，其工作情况具有一定的特点。一、受力分析带传动尚未工作时，传动带中的预紧力为F0。带传动工作时，一边拉紧，一边放松，记紧边拉力为F1和松边拉力为F2。尚未工作状态

工作状态

设带的总长度不变，根据线弹性假设：F1－F0＝F0－F2；或：F1＋F2＝2F0；紧边拉力增量＝松边拉力减量Ff=F1–F2

取主动轮一端的带为分离体，列各力对轴心的力矩平衡方程：显然，传动带驱动负载的有效拉力P

＝Fe

v/1000kWv

为带速带传动能传递的功率为P增大时，所需的Fe

(即Ff)加大。但Ff不可能无限增大。工作情况分析(应力分析)带传动在工作过程中带上的应力有：分析详见flash4.应力分析→为了不使带所受到的弯曲应力过大，应限制带轮的最小直径。槽型ZABCSPZSPASPASPCddmin/mm50751252006390140224二、带传动的应力分析带传动的工作情况分析◆拉应力：紧边拉应力、松边拉应力；◆离心应力：带沿轮缘圆周运动时的离心力在带中产生的离心拉应力；◆弯曲应力：带绕在带轮上时产生的弯曲应力。

工作情况分析(运动分析)三、带传动的运动分析带传动在工作时，从紧边到松边，传动带所受的拉力是变化的，因此带的弹性变形也是变化的。带传动中因带的弹性变形变化所导致的带与带轮之间的相对运动，称为弹性滑动。或其中：因此，传动比为：若带的工作载荷增大到超过最大有效拉力Fec后，则带与带轮间会发生显著的相对滑动，即产生打滑。打滑将使带的磨损加剧，从动轮转速急速降低，带传动失效，这种情况应当避免。弹性滑动导致：从动轮的圆周速度v2＜主动轮的圆周速度v1，速度降低的程度可用滑动率ε来表示：带传动的弹性滑动与打滑（具体见flash5.滑动演示→）

V带传动的设计1Ｖ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。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。带传动的设计准则：在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。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。实验条件：传动比i=1、包角α＝180°、特定长度、平稳的工作载荷。（P0→具体见flash5.单根带功率）

第九章链传动第九章链传动链传动是依靠链轮轮齿与链节的啮合来传递运动和动力。见flash1链传动。◆与带传动相比，链传动能保持准确的平均传动比，径向压轴力小，适于低速情况下工作。◆与齿轮传动相比，链传动安装精度要求较低，成本低廉，可远距离传动。

◆链传动的主要缺点是不能保持恒定的瞬时传动比。

◆链传动主要用在要求工作可靠、转速不高，且两轴相距较远，以及其它不宜采用齿轮传动的场合。

运动特性19-4链传动的运动特性一、链传动的速度分析链传动的平均传动比为：

链条进入链轮后形成折线，相当于将链绕在正多边形的链轮上，见图。边长相当于链节距p，边数相当于链轮齿数z。链轮每转一周，链移动的距离为zp，设z1、z2为两链轮的齿数，p为节距（mm），n1、n2为两链轮的转速（r/min），则链条的平均速度v（m/s）为链条前进方向水平分速度上下运动分速度事实上，链传动的瞬时链速和瞬时传动比都是变化的。分析如下：设链的紧边在传动时处于水平位置。设主动轮以等角速度ω1转动，则其分度圆周速度为R1ω1。销轴在分度圆周上运动。当链节进入主动轮时，其销轴总是随着链轮的转动而不断改变其位置。当位于β角的瞬时，销轴圆周速度分解为：作周期性变化

变化情况：刚进入啮合→达顶点→下一销轴进入啮合前进VVmin→Vmax→Vmin

链条前进方向速度：

动画演示见flash5.速度波动运动特性2二、链传动的运动不均匀性由上述分析可知，链传动中，链条的前进速度和上下抖动速度是周期性变化的，链轮的节距越大，齿数越少，链速的变化就越大，多边形效应越显著。因为从动链轮的角速度为：所以链传动瞬时传动比为：

当主动链轮匀速转动时，从动链轮的角速度以及链传动的瞬时传动比都是周期性变化的，因此链传动不宜用于对运动精度有较高要求的场合。链传动的不均匀性的特征，是由于围绕在链轮上的链条形成了正多边形这一特点所造成的，故称为链传动的多边形效应。链传动瞬时传动比为：布置张紧和润滑1链传动的布置、张紧和润滑一、链传动的布置链传动一般应布置在铅垂面内，尽可能避免布置在水平或倾斜平面内。链传动的紧边在上方或在下方都可以，但在上方好一些。应尽量保持链传动的两个链轮共面，否则工作中容易脱链。二、链传动的张紧链传动张紧的目的，主要是为了避免在链条的垂度过大时产生啮合不良和链条的振动现象；同时也为了增加链条与链轮的啮合包角。弹簧力张紧砝码张紧定期调整张紧

第十章齿轮传动§10-1齿轮传动概述§10-2齿轮传动的失效形式及设计准则§10-3齿轮的材料及其选择原则§10-4齿轮传动的计算载荷§10-5标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算§10-6齿轮传动设计参数、许用应力与精度选择§10-7标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算§10-8标准锥齿轮传动的强度计算§10-9齿轮的结构设计§10-10齿轮传动的润滑齿轮传动的失效形式及设计准则§10-2齿轮传动的失效形式及设计准则一、齿轮的主要失效形式轮齿折断齿面磨损齿面点蚀齿面胶合塑性变形二、齿轮的设计准则对一般工况下的齿轮传动，其设计准则是：保证足够的齿根弯曲疲劳强度，以免发生齿根折断。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。由实践得知：闭式软齿面齿轮传动，以保证齿面接触疲劳强度为主。闭式硬齿面或开式齿轮传动，以保证齿根弯曲疲劳强度为主。齿轮传动的失效主要是指轮齿的失效，其失效形式是多种多样的。常见的失效形式有：由于齿轮其它部分（齿圈、轮辐、轮毂等）通常是经验设计的，其尺寸对于强度和刚度而言均较富裕，实践中也极少失效。

齿轮传动的计算载荷§10-4齿轮传动的计算载荷齿轮传动强度计算中所用的载荷，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷，即：

Fn为轮齿所受的公称法向载荷。实际传动中由于原动机、工作机性能的影响以及制造误差的影响，载荷会有所增大，且沿接触线分布不均匀。接触线单位长度上的最大载荷为：K为载荷系数，其值为：K＝KA

Kv

Kα

Kβ式中：KA─使用系数Kv─动载系数Kα─齿间载荷分配系数Kβ─齿向载荷分布系数

直齿圆柱齿轮强度计算1§10-5标准直齿圆柱齿轮强度计算一、轮齿的受力分析以节点P处的啮合力为分析对象，并不计啮合轮齿间的摩擦力，可得：

各力关系：各力方向：Ft1与主动轮回转方向相反Ft2与从动轮回转方向相同Fr1、Fr2分别指向各自齿轮的轮心直齿圆柱齿轮强度计算2二、齿根弯曲疲劳强度计算中等精度齿轮传动的弯曲疲劳强度计算的力学模型如下图所示。单位齿宽的轮齿在齿顶啮合时受载情况。相当于悬臂梁，齿根部分弯曲应力最大。根据该力学模型可得齿根理论弯曲应力计入齿根应力校正系数Ysa后，强度条件式为：引入齿宽系数后，可得设计公式：YFa为齿形系数，是仅与齿形有关而与模数m无关的系数，其值可根据齿数查表10-5获得（见flash3）。YFa与Ysa表见flash3

三、齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度的校核式：ZH─区域系数齿面接触疲劳强度的设计式：齿轮传动的设计参数3四、齿轮传动的强度计算说明接触强度计算中，因两对齿轮的σH1=σH2

，故按此强度准则设计齿轮传动时，公式中应代[σH]1和[σH]2中较小者。用设计公式初步计算齿轮分度圆直径d1(或模数mn)时，因载荷系数中的

KV、Kα、Kβ不能预先确定，故可先试选一载荷系数Kt。算出d1t(或mnt）

后，用d1t再查取KV、Kα、Kβ从而计算Kt

。若K与Kt接近，则不必修改原设计。否则，按下式修正原设计。弯曲强度计算中，因大、小齿轮的[σF]、YFa、YSa

值不同，故按此强度准则设计齿轮传动时，公式中应代和中较小者。

§10-7标准斜齿圆柱齿轮强度计算标准斜齿圆柱齿轮强度计算1一、轮齿的受力分析由于Fa∝tanb，为了不使轴承承受的轴向力过大，螺旋角b不宜选得过大，常在b=8º～20º之间选择。

21各力关系：各力方向：Ft、Fr与直齿轮相同Fa—决定于齿轮的转向和轮齿的旋向

例：n2n1Fr2Fr1Ft1Ft2n1n2Fa2Fa1用“主动轮左、右手定则”判断锥齿轮传动的强度计算1对轴交角为90º的直齿锥齿轮传动：§10-8标准锥齿轮传动的强度计算一、设计参数

直齿锥齿轮传动是以大端参数为标准值，强度计算时，是以锥齿轮齿宽中点处的当量齿轮作为计算时的依据。直齿锥齿轮传动的几何参数令fR=b/R为锥齿轮传动的齿宽系数，设计中常取fR=0.25~0.35。

锥齿轮传动的强度计算2二、轮齿的受力分析直齿锥齿轮的轮齿受力分析模型如下图，将总法向载荷集中作用于齿宽中点处的法面截面内。Fn可分解为圆周力Ft，径向力Fr和轴向力Fa三个分力。各分力计算公式：标准锥齿轮传动的强度计算轴向力Fa的方向总是由锥齿轮的小端指向大端。

直齿圆锥齿轮的背锥及当量齿数第十一章蜗杆传动普通蜗杆传动的参数与尺寸1§11-2普通蜗杆传动的参数与尺寸一、模数m和压力角a蜗杆与蜗轮啮合时，蜗杆的轴面模数、压力角应与蜗轮的端面模数、压力角相等，即ma1=mt2=m

aa1=at2蜗杆蜗轮旋向相同，γ1=β2

通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面，称为中间平面。（相当于渐开线齿轮与直齿条的啮合）、蜗杆的分度圆直径d1由于蜗轮是用与蜗杆尺寸相同的蜗轮滚刀加工而成的，为了限制滚刀的数目，国家标准对每一标准模数规定了一定数目的标准蜗杆分度圆直径d1。直径d1与模数m的比值(q=d1／m)称为蜗杆的直径系数。四、蜗杆的头数z1较少的蜗杆头数（如：单头蜗杆）可以实现较大的传动比，但传动效率较低；蜗杆头数越多，传动效率越高，但蜗杆头数过多时不易加工。通常蜗杆头数取为1、2、4、6。(蜗杆头数与传动效率关系)详细内容见flash1二、导程角gz1↑→g↑蜗轮蜗杆螺旋线方向相同，且g1＝b2

三普通蜗杆传动的参数与尺寸2五、传动比i六、蜗轮齿数z2蜗轮齿数主要取决于传动比，即z2=iz1。z2不宜太小（如z2＜26)，否则将使传动平稳性变差。z2也不宜太大，否则在模数一定时，蜗轮直径将增大，从而使相啮合的蜗杆支承间距加大，降低蜗杆的弯曲刚度。

（Z1与Z2的荐用值表）见flash2七、中心距

普通蜗杆传动的承载能力计算1§11-3普通蜗杆传动的承载能力计算一、蜗杆传动的失效形式蜗杆传动的主要问题是摩擦磨损严重，这是设计中要解决的主要问题。蜗轮齿面胶合、磨损和点蚀、蜗杆刚度不足是主要的失效形式。二、蜗杆传动的常用材料为了减摩，通常蜗杆用钢材，蜗轮用有色金属（铜合金、铝合金）。高速重载的蜗杆常用15Cr、20Cr渗碳淬火，或45钢、40Cr淬火。低速中轻载的蜗杆可用45钢调质。蜗轮常用材料有：铸造锡青铜、铸造铝青铜、灰铸铁等。由于材料和结构上的原因，蜗杆的轮齿强度总高于蜗轮的轮齿强度，故蜗轮轮齿首先失效。所以只对蜗轮轮齿进行强度计算。第十三章滚动轴承§13-1

概述§13-2

滚动轴承的主要类型和代号§13-3

滚动轴承的类型选择§13-4

滚动轴承的工作情况§13-5

滚动轴承尺寸的选择§13-6

轴承装置的设计§13-7

滚动轴承与滑动轴承性能对照§13-8滚动轴承例题分析类型和代号4◆内径代号：内径代号×5=内径，如：08表示轴承内径d=5×08=40mm。◆类型代号：常用轴承代号为3、5、6、7、N五类，详细代号查阅类型代号表。内径d10121517代号00010203特殊情况：◆尺寸系列代号：表达相同内径但外径和宽度不同的轴承。但对圆锥滚子轴承(3类)和调心滚子轴承(2类)不能省略“0”。直径系列代号：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。

1、基本代号滚动轴承尺寸的选择2一、滚动轴承的失效形式套圈和滚动体表面的疲劳点蚀是滚动轴承最基本和常见的失效形式，是作为滚动轴承寿命计算的依据。点蚀胶合断裂转速较高而润滑油不足时引起轴承烧伤；润滑油不清洁而使滚动体和滚道过度磨损；装配不当而使轴承卡死、胀破内圈、挤碎内外圈和保持架等。滚动轴承在运转时可能出现各种类型的失效，下列为常见的失效形式：磨损除了点蚀以外，轴承还可能发生其它多种的失效形式。例如：这些失效形式可以通过加强装配过程管理等措施来克服。更多的失效

§

13-5滚动轴承尺寸的选择滚动轴承尺寸的选择3二、滚动轴承的寿命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破坏之前，轴承的转数或相应的运转小时数。滚动轴承的寿命的离散性相当大（见右图滚动轴承的寿命分布曲线）。基本额定寿命：具有90％可靠度时轴承的寿命，即一组轴承中10%的轴承发生点蚀，而90%的轴承不发生点蚀时轴承的转数（以106转为单位）或工作小时数，用L10表示。基本额定动载荷：使轴承的基本额定寿命恰好为106转时，轴承所能承受的载荷值，用字母C表示。轴承的寿命/（106r