机械设计复习课件

工作载荷、名义载荷、计算载荷的定义第三章机械零件的强度稳定循环变应力的基本参数和种类a)基本参数

应力循环特性（应力比）最大应力最小应力平均应力应力幅低周疲劳静应力∴疲劳极限b)稳定循环变应力种类：

γ=–1——对称循环变应力

γ=0——脉动循环变应力-1<

γ<00<γ<1——非对称循环变应力

γ=+1——静应力

四、等寿命疲劳曲线（极限应力图）——在同一N值（常取N=N0）不同r值时实验得到的极限平均应力与极限应力幅的关系曲线。（图）(求材料在不同循环特性下的疲劳极限)材料的简化极限应力线图，可根据材料的三个试验数据和而作出零件的极限应力线图

零件脉动循环疲劳点

零件对称循环疲劳点AG——许用疲劳极限曲线，GC——屈服极限曲线

由于实际机械零件与标准试件之间在绝对尺寸、表面状态、应力集中等方面往往有差异，这些因素的综合影响使零件的疲劳极限小于材料的疲劳极限，(一)、单向稳定变应力时的疲劳强度计算

1、——大多数转轴中的应力状态

∴过原点与工作应力点M或N作连线交ADG于M1´和N1´点，,M1´和N1´点即为所求的极限应力点

工作点：M或N斜率相同的直线上任一点应力循环特性均相同2、——振动中的受载弹簧的应力状态需在极限应力图上找一个其平均应力与工作应力相同的极限应力，如图，过工作应力点M（N）作与纵轴平行的轴线交AGC于M2´（N2´

）点，即为极限应力点

3、——受轴向变载荷的紧螺栓联接中的螺栓应力状态

∴过工作应力点M（N）作与横坐标成45°的直线，则这直线任一点的最小应力均相同，∴直线与极限应力线图交点即为所求极限应力点。

已知某材料的力学性能为，其简化极限应力图如图示，请标出A、C、S点的坐标，若=2.0，试按比例绘制零件的极限应力图。答：A（0，260）、C（240，240）、S（450，0）零件受交变应力时，N次循环时的疲劳极限为，其中代号注脚“r”代表__________________。A. B. C. D.在对零件进行疲劳强度计算时，首先要确定极限应力，试分析图示极限应力图实用于什么变化规律的零件？并举一种属于这种应力变化规律的零件。在图示零件极限应力图a)上，工作点C和D为斜齿轮轴上两种应力工作点。试在图中标出对应的极限应力点，并说明分别会出现什么形式的破坏?答：如图b)所示C点对应的极限应力点为C’，D点对应的极限应力点为D’。

C点会出现屈服失效(塑性变形)，D点会出现疲劳失效。

螺纹的类型：三角形螺纹、矩形、梯形、锯齿形应用：三角形螺纹常用于联接；矩形、梯形、锯齿形螺纹用于传动第五章螺纹联接与螺旋传动

螺纹的主要参数：大径d（公称直径）小径d1、中径d2

螺距P、导程S

、线数n螺纹升角、牙型角α

螺旋副的自锁条件为：螺旋副的传动效率为：牙型侧角越大，则摩擦系数和当量摩擦角越大，自锁性越好。所以三角螺纹用于连接,矩形、梯形、锯齿形螺纹用于传动。另升角越小，效率越低，且越易自锁，故单线螺纹多用于连接，多线螺纹（n≥2）用于传动。螺纹联接主要类型及特点：1、螺栓联接（2）铰制孔螺栓联接（能精确固定被联接件的相对位置，且能承受横向载荷）（1）普通螺栓联接：通孔加工精度低结构简单，不受被联接件材料限制2、双头螺栓联接——螺杆两端无钉头，但均有螺纹，装配时一端旋入被联接件，另一端配以螺母。适于常拆卸而被联接件之一较厚时。折装时只需拆螺母，而不将双头螺栓从被联接件中拧出。3、螺钉联接——适于被联接件之一较厚（其上带螺纹孔），不需经常装拆处。适于受载较小情况适于被联接件之一较厚（其上带螺纹孔），需经常装拆处。1）摩擦防松

双螺母、弹簧垫圈、尼龙垫圈、自锁螺母等

2）机械防松：利用便于更换的金属元件来约束螺旋副。开槽螺母与开口销，圆螺母与止动垫圈，轴用带翅垫片，串联钢丝等3）永久防松：端铆、冲点、点焊4）化学防松——粘合

§5—4螺纹联接的防松、松螺栓联接强度计算二、紧螺栓联接强度计算——工作前有预紧力F0单个螺栓联接的强度计算1.3-----考虑螺纹力矩对螺栓联接强度的影响1、仅受预紧力的螺栓联接：2、承受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接强度计算①工作特点：工作前拧紧，有F0；工作后加上工作载荷F

强度条件验算公式：

受横向载荷的紧螺栓联接计算——主要防止被联接件错动

特点：杆孔间有间隙，靠拧紧的正压力(F0)产生摩擦力来传递外载荷（所以，工作前后受力一样），保证联接可靠(不产生相对滑移)的条件为：（1）普通螺栓联接

f——接缝面间的摩擦系数

i——接缝界面数目

KS——防滑系数（可靠性系数）

KS=1.1~1.3强度条件验算公式（螺拴受拉）：

（2）铰制孔螺栓联接特点：螺杆与孔间紧密配合，无间隙，由光杆直接承受挤压和剪切来传递外载荷F进行工作螺栓的剪切强度条件为：螺栓与孔壁接触表面的挤压强度条件为：，1、受轴向载荷螺栓组联接

单个螺栓工作载荷为：

——轴向外载

Z——螺栓个数

螺栓组联接的设计2、受横向载荷的螺栓组联接特点：普通螺栓，铰制孔用螺栓皆可用，外载垂直于螺栓轴线、防滑普通螺栓——受拉伸作用铰制孔螺栓——受横向载荷剪切、挤压作用。（单个螺栓所承受的横向载荷相等）3、受转矩的螺栓组联接

a)普通螺栓联接

由静平衡条件则各个螺栓所需的预紧力为∴联接件不产生相对滑动的条件为：b)铰制孔螺栓联接组

由假设——板为刚体不变形，工作后仍保持平面。由螺栓变形协调条件可知，各个螺栓的变形量和受力大小与其中心到接合面形心的距离成正比由静平衡条件1、降低螺栓刚性

2、增大被联接件刚性

四、避免偏心载荷作用二、改善螺纹牙间载荷分布不均状况

三、减小应力集中的影响一、降低影响螺栓疲劳强度的应力幅

提高螺纹联接强度的措施已知螺栓联接的预紧力，螺栓和被联接件的刚度分别为Cb和Cm，承受的轴向工作载荷，求螺栓所受的总拉力F2，并问当轴向工作载荷F增大到多少时被联接结合面会出现间隙？凸缘联轴器用六个普通螺栓联接，螺栓分布在D=100mm的圆周上，接合面摩擦系数f,防滑系数KS,若联轴器传递扭矩为T=150N.M，试求螺栓螺纹小径。

解：每个螺栓受的横向载荷为：QP

预紧力QP图示紧螺栓组联接，采用二个M16的普通螺栓（小径d1=13.84mm），联接所受的横向载荷F=4500N，被联接件接合面的摩擦系数f=0.15，联接可靠性系数Ks=1.2，螺栓材料的许用拉应力[]=120MPa，描述螺栓杆工作前后的受力状况，并校核该联接是否安全。解:螺栓杆工作前后均受拉力,设拉力为F0由强度条件:

因:所以,该联接安全

或:所以,该联接安全由强度条件:螺纹的公称直径是指螺纹的()径，螺纹的升角是指螺纹()径处的升角。螺旋的自锁条件为

()。

标记为螺栓GB5782—86M16X80的六角头螺栓的螺纹是()形，牙形角等于()度，线数等于()，16代表()，80代表()。双头螺柱联接和螺钉联接均用于被联接件较厚而不宜钻通孔的场合，其中双头螺柱联接用于（）的场合；而螺钉联接则用于()的场合。[答案]大，中，升角小于当量摩擦角[答案]三角，60，1，螺纹的公称直径，杆长[答案]经常折卸，

不经常拆卸用四个铰制孔螺栓联接两个半凸缘联轴器，螺栓均布在直径为20mm的圆周上，轴上转矩为lON·m，每个螺栓受的（）向力为（）N。

仅承受预紧力的紧螺栓联接强度计算时，螺栓的危险截面上有（）和（）载荷联合作用。因此，在截面上有（）应力和（）应力。

被联接件是锻件或铸件时，应将安装螺栓处加工成小凸台或鱼眼坑，其目的是。

A．易拧紧；B．避免偏心载荷；

C．增大接触面；D．外观好。‘

[答案]横，250N[解]4个螺栓均匀受力，则F合=1000N所以每个螺栓250N。

[答案]预紧F0和摩擦力矩T，拉伸和扭转

[答案]B螺纹联接常用的防松原理有——，——，——。其对应的防松装置有（）（）（）。

对承受轴向载荷的紧螺栓联接，欲降低应力幅提高疲劳强度的措施有()。

螺纹副在摩擦系数一定时，螺纹的牙型角越大，则——。A．当量摩擦系数越小，自锁性能越好；B．当量摩擦系数越小，自锁性能越差；C．当量摩擦系数越大，自锁性能越差；D．当量摩擦系数越大，自锁性能越好；

[答案]摩擦防松、机械防松、破坏螺蚊副防松。双螺母、开口销、焊死。

[答案]减小螺栓的刚度，增大被联接件的刚度

答案：D螺纹联接螺纹牙间载荷分配不均是由于（）。A．螺母太厚；B．应力集中；C．螺母与螺栓变形性质不同。一螺栓联接拧紧后预紧力为F0，工作时又受轴向工作拉力F，被联接件上的残余预紧力为F1

，则螺栓所受总拉力等于()。

答案：C

第六章键、花键、无键联接和销联接

平键联接的类型、尺寸选择及强度计算类型:平键、半圆键、楔键、切向键平键联接:普通平键、导向平键与滑键

普通平键:ABC按工作要求选键的种类→按轴径d选键的b、h→选键长L(标准;短于轮毂寛度)普通平键强度条件：

l——工作长度A型键：l=L-bB型键：l=LC型键：l=L-b/2选择普通平键时，键的截面尺寸（）是根据查标准来确定的，普通平键的工作面是

键的剖面尺寸通常根据——按标准选取。A．传递扭矩大小；B功率大小；C．轴的直径；D轮毂的长度。

如图所示轴、轴毂、平键三者的剖面配合关系应是——。

当轮彀轴向移动距离较小时，可以采用——联接。A普通平键B半圆键；C．导向平键；D滑键。

当键强度不足时可采用双键。使用两个平键时要求键布置，使用两个半圆键时要求键布置计．强度计算时按计算？平键联接的主要用途是使轴与轮毂之间

带传动的工作情况分析一、带传动的受力分析：

所以带常用于高速级二：带传动的应力分析：最大应力位置：紧边绕进小轮处第八章带传动1、工作前:两边初拉力Fo=Fo

工作时:两边拉力变化：紧力Fo→F1；松边：Fo→F22、带传动是靠带与带轮接触弧上的摩擦力传递运动和动力的。∴有效圆周力:Ｆee＝Ｆf

＝Ｆ1－Ｆ2大小：σmax＝σ1+σb1+σc带传动的弹性滑动和打滑：弹性滑动及后果：这种由于带的紧松边拉力不同，因而弹性变形不同而引起的带与带轮间的滑动，称为带传动的弹性滑动。这是带传动正常工作时固有的特性。后果：传动比不恒定；效率下降；引起带磨损；温度上升，打滑:带传动靠摩擦工作，当需要传递的圆周力超过最大摩擦力时，带和带轮间出现显著的相对滑动现象，称为打滑.后果：从动轮转速急剧下降，使传动失效。带传动的失效形式和设计准则1、打滑；2、带的疲劳破坏主要设计参数的选择：如带轮直径等(按什么决定？）带传动中，带上受的三种应力是()应力，()应力和（)应力，最大应力等于（），发生在（）处。带传动中，带的紧边拉力与松边拉力的比值F1/F2，当空载时为()，当载荷使带传动开始打滑时为()带传动不能保证精确的传动比的原因是（）。

带上受的应力中，（）应力在带的各截面上都一样。带传动主要依靠（）来传递运动和功率的．A带与带轮接触面之间的正压力；B．带的紧边拉力；

C带与带轮接触面之间摩擦力；D．带的初拉力。带传动中，用（）方法可以使小带轮包角加大。

A增大小带轮直径；B减小小带轮直径；

C增大大带轮直径；D．减小中心距。带传动中紧边拉力为F1，松边拉力为F2

则其传递的有效圆周力为（）。

A．F1+F2；B．(F1一F2)／2；C．F1-F2；

D．(F1+F2)／2。V带传动比平带传动能力大，这是因为V带与带轮工作面上的正压力大，因而摩擦力也大。()带传动工作时，为什么从动带轮的节圆线速度比主动带轮低？在V带传动设计中，为什么小带轮包角不能过小?增加小带轮包角的措施有哪些?什么是带传动的弹性滑动？有哪些后果？带传动装置一般放在高速级还是放在低速级？第九章链传动即主动轮虽作等角速度回转，而链条前进的瞬时速度却周期性地由小到大，又由大到小的变化，每转过一个链接，链速的变化就重复一次，链轮的节距越大，齿数越少，相位角β的变化范围就越大，链速的变化也就越大。链在水平方向上的速度作周期性变化的同时，在垂直方向上还要作上下移动（链条上下抖动）链轮的转速越高，链轮的节距越大，齿数越少，则传动的动载荷就越大。二.链传动的动载荷一.链传动的运动不均匀性链接头：奇数节（过度链节受弯曲应力）偶数节----尽可能的选用偶数节链标记：链号排数链节数标准编号08A-288GB1243.1-83表示：A系列、节距12.7mm、双排、88节的滚子链链传动的动载荷是随着链节距的和链轮齿数而增加。链传动的瞬时传动比是，平均传动比是。链传动中，链节数常采用。链传动工作时，其转速越高，其运动不均匀性越，故链传动多用于速传动。滚子链传动中，滚子的作用是。

。链传动中链节数常取偶数，链轮齿数为奇数，最好互为质数，其原因是。滚子链的标记12A-190表示系列，节距mm，排，节的滚子链。齿轮传动的失效形式第十章齿轮传动2齿面点蚀3齿面磨粒磨损4齿面胶合5齿面塑性变形1.折断*闭式传动→*开式传动→*闭式高速重载传动→软齿面→硬齿面→齿面点蚀轮齿折断齿面磨粒磨损(不需接触强度设计…)齿面胶合*低速重载软齿面→齿面塑性变形各种场合的主要失效形式(二)齿根弯曲疲劳强度计算防止折断(三)齿面接触疲劳强度计算防止点蚀齿轮传动强度计算：1.旋向:左、右旋的判断(β-分度圆柱上的螺旋角)

右左

作用力分析2.

Ｆn的分解：圆周力Ｆt

Ｆn

径向力Ｆr

轴向力Ｆa

与轴线平行并指向齿面轴向力Ｆa的判断握紧左（或右）手，四指代表齿轮转向，则大拇指指向即为轴向力方向。（★不能用在从动轮上）主动轮左右手定则：Ｆt＝2Ｔ1／d1Ｆr＝Ｆt·tgαn／cosβＦa＝Ｆt·tgβT=9550000P/n3.

作用力的大小：3、主从关系：

Ｆt1=－Ｆt2

Ｆr1=－Ｆr2

Ｆa1=－Ｆa2

外啮合配对齿轮－旋向相反Fa1Ft1Fr1Ft1Fr1Fr2Ft2Fr2左右Fa1Fa2Fa2Ft2在圆柱齿轮传动中,齿轮直径不变而减小模数,对齿轮的弯曲强度、接触强度及传动平稳性的影响分别为了减小动载荷系数，可采用

如齿轮在轴上布置方式和位置相同，齿宽系数越大，齿向载荷分配系数一对圆柱齿轮传动，在确定齿宽时，通常使小齿轮比大齿轮宽5~10mm，这是为了一对标准齿轮传动，已知Z1=20，Z2=50，它们的齿形系数，齿根弯曲应力，齿面接触应力

。

直齿圆柱齿轮做接触强度计算时，取的接触应力为计算依据？其载荷由对齿承担？一对相啮合的圆柱齿轮传动，其接触应力大小是一对相啮合的圆柱齿轮传动，若大小齿轮的材料、热处理情况相同，则它们的工作接触应力和许用接触应力均相同。（）对于软齿面闭式齿轮传动,若弯曲强度不够，较好的解决办法是保持直径和齿宽不变，减少齿数而增大模数（）对于开式齿轮传动，强度计算时一般只需按。圆锥齿轮传动强度计算中，是以为计算依据的。齿轮传动设计中，小齿轮齿数Z1的选用原则是：齿轮传动设计中,若不满足接触强度的要求，请指出两种改进措施：按接触强度设计时，若在计算公式中应代入

者进行计算。124310-1a)Ft1Fr1Fa1Ft2Fr2Fa2Ft3Fr3Ft4Fr4Fa44312Fr3Ft3Fa3Fr2Ft2Fa2Ft4Fr4Fa4Ft1Fr1Fa110-1b)

第十一章蜗杆传动1.蜗杆传动的特点：

i大，一般i=7～80,分度ｉ＝500；平稳；紧凑；可自锁Ｖs大→效率低,发热大→贵重金属→价高2.参数和尺寸计算:中间平面→标准3.蜗杆传动受力分析Fa1=Ft2Fa2=Ft1

4.蜗杆传动的强度计算:蜗轮同齿轮(失效发生在蜗轮上)5.蜗杆传动效率及热平衡计算目的。蜗杆分度圆直径d1↓刀具数量同一m的蜗杆，应对直径d1进行限制d1为标准值πd1papa加工蜗轮时的滚刀尺寸与与之啮合的蜗杆尺寸相同，由上m一定时，由于z1和γ的变化，d1是变化的，即需要配备很多加工蜗轮的滚刀。d1m表11-2γ蜗杆直径系数qd1、m——为标准值4、蜗杆导程角γ传递动力时:头数z1↑—γ↑—η↑∴采用多头蜗杆传递运动时:保证自锁(γ≤ρ),γ↓—z1↓,采用单头蜗杆5、z1、z2蜗杆头数z1：z1↑↑——加工困难z1=1、2、4、6等蜗轮转向：若蜗杆为右旋（左旋），则握紧右手（左手），四指指向与蜗杆转动方向一致，则蜗轮节点处的速度方向与大拇指方向相反。Ｆt1＝Ｆa2＝2Ｔ1／ｄ1

Ｆt2＝Ｆa1＝2Ｔ2／ｄ2Ｆr1＝Ｆr2＝Ｆt2ｔgα受力分析：（大小、方向）Fr1Fr2Fr1Fr2Ft2Fa1Ft1Fa2Ft1Fa1Ft2Fa2右右11-1)

图示为蜗杆、齿轮传动装置。右旋蜗杆为主动件，为使轴Ⅱ、Ⅲ传动件的轴向力能相抵消，试确定：

1、蜗杆的转向；

2、一对斜齿轮3、4轮齿的旋向；

3、用图表示轴Ⅱ上传动件的受力（用各分力表示）情况。

FA2第十三章滚动轴承基本额定寿命Ｌ10？（在基本额定寿命内不出现失效的概率为90%。）滚动轴承的基本额定动载荷？轴承代号？常用轴承(3、6、7、Ｎ、５等类）特点？轴承失效形式：疲劳点蚀和塑性变形目的：根据工作条件和设计要求，选择合适的轴承尺寸载荷与额定寿命的关系曲线：PeL=常数式中：P为当量动载荷L为P作用下的额定寿命e为寿命指数：球轴承e=3，滚子轴承e=10/3L106rPCP11L1轴承的疲劳曲线L2P2滚动轴承寿命的计算公式：轴承寿命曲线：计算3、7类轴承轴向载荷的方法:

正安装（X型、面对面）→两轴承外圈的窄边相对→

Ｆd面对面跨距减少

反安装（O型、背对背）→两轴承外圈的宽边相对→

Ｆd背对背跨距增大Fd1Fd2Fd1Fd2②计算Fd1

、

Fd2①根据一对轴承正装还是反装标明轴承的派生轴向力Fd方向FaeFd1Fd2⑴当Fd1+Fae＞Fd2⑵当Fd1+Fae＜Fd2

右边压紧左边压紧Fd2Fd1Fae21R2R1右边压紧左边压紧③根据Fd1、Fae、Fd2三者的关系判断压紧、放松端

压紧端=除本身的派生轴向力外其余轴向力代数和放松端=本身的派生轴向力轴承所受轴向力的方向：S1FaeFd1Fd2对某一轴承来说，当所受当量动载荷增加时，基本额定动载荷（）。如图所示为一对角接触球轴承在两个支点上的组合设计。试确定危险轴承的寿命为多少小时。已知：R1=2500N，R2=1250N，作用在圆锥齿轮4上的轴向力Fa4=500N，作用在斜齿轮3上的轴向力Fa3=1005N，要求两轴向力相抵消一部分，自己确定其方向并画在图上。（轴承额定动载荷C=31900N，n=1000rpm，ft=1，fp=1.2，e=0.4，当A/R≤e，x=1，y=0；派生轴向力S=0.4R，A/R>e，x=0.4，y=1.6）

轴瓦上开设油孔和油沟油孔：供应润滑油；油沟：输送和分布润滑油；油孔及油槽油沟、油孔：不能开在油膜承载区，否则，承载能力↓油沟长度≈0.8B（轴瓦宽度），即不能开通，否则漏油。注意：一失效形式及设计准则

磨损:间隙↑→运动精度↓胶合：温度↑→粘度↓,润滑恶化→胶合维持边界油膜不破裂1.主要失效形式2.设计准则§12—6不完全液体润滑滑动轴承的设计计算——对于工作要求不高,转速较低,载荷不大,难于维护等条件下工作的滑动轴承往往设计成不完全液体润滑滑动轴承

二.径向滑动轴承的计算1.径向滑动轴承设计：1、确定轴承结构型式，按表12-4选择轴瓦材料

2、按宽径比确定轴承宽度B：B/d=0.5~1.5

二.径向滑动轴承的校核计算Mpa·m/S2.验算轴承的pｖ值Mpa1.验算轴承的平均压强p

F—径向载荷mm；B—轴承寛度mm