机械设计课件

机械零件设计中的强度与耐磨性§2-1机械零件的载荷与应力

§2-2静应力时机械零件的强度计算

§2-3机械零件的疲劳强度

§2-4机械零件的接触强度

§2-5摩擦、磨损与润滑概述§2-1机械零件的载荷与应力一、载荷与应力的分类1.载荷的分类静载荷名义载荷工作载荷变载荷计算载荷

2.应力种类静应力

对称循环变应力稳定循环的变应力脉动循环变应力

非对称循环变应力

变应力规律性不稳定变应力不稳定循环的变应力随机变应力应力还分为：名义应力、计算应力体积应力、表面应力二、稳定循环变应力的基本参数1.基本参数：平均应力，应力幅，循环特性式中为最大应力，最小应力2.循环特性

-1时，为对称循环变应力此时

0时，为脉动循环变应力此时

1时，为静应力此时

时，为不对称循环变应力此时§2-2静应力时机械零件的强度计算一、塑性材料零件的强度计算1.单向应力状态下或2.复合应力状态下由第三强度理论：由第四强度理论：或二、脆性材料与低塑性材料1.单向应力状态下或2.复合应力状态下由第一强度条件：§2-3机械零件的疲劳强度一、疲劳断裂特征

1.两个阶段：应力较大处材料发生剪切滑移，形成疲劳源反复的塑性变形直至断裂

2.特征：1）最大应力远小于材料的强度极限

2）断口表现为突然脆性断裂

3）损伤累计过程疲劳曲线

机械零件的疲劳大多发生在s－N曲线的CD段，可用下式描述：

D点以后的疲劳曲线呈一水平线，代表着无限寿命区其方程为：

由于ND很大，所以在作疲劳试验时，常规定一个循环次数N0(称为循环基数)，用N0及其相对应的疲劳极限σr来近似代表ND和σr∞，于是有：有限寿命区间内循环次数N与疲劳极限srN的关系为：式中，sr、N0及m的值由材料试验确定。1、

s－N疲劳曲线s－N疲劳曲线

二、疲劳曲线和疲劳极限应力图2.等寿命疲劳曲线（极限应力线图）

机械零件材料的疲劳特性除用s－N曲线表示外，还可用等寿命曲线来描述。该曲线表达了不同应力比时疲劳极限的特性。在工程应用中，常将等寿命曲线用直线来近似替代。用A'Ｇ'C折线表示零件材料的极限应力线图是其中一种近似方法。A'Ｇ'直线的方程为：CＧ'直线的方程为：

yσ为试件受循环弯曲应力时的材料常数，其值由试验及下式决定：对于碳钢，yσ≈0.1~0.2，对于合金钢，yσ≈0.2~0.3。

三、零件的极限应力线图

由于零件几何形状的变化、尺寸大小、加工质量及强化因素等的影响，使得零件的疲劳极限要小于材料试件的疲劳极限。

以弯曲疲劳极限的综合影响系数Ｋσ表示材料对称循环弯曲疲劳极限σ-1与零件对称循环弯曲疲劳极限σ-1e的比值，即在不对称循环时，Ｋσ是试件与零件极限应力幅的比值。

将零件材料的极限应力线图中的直线A'D'G'按比例向下移，成为右图所示的直线ADG，而极限应力曲线的CG

部分，由于是按照静应力的要求来考虑的，故不须进行修正。这样就得到了零件的极限应力线图。

四、单向稳定变应力时的疲劳强度计算进行零件疲劳强度计算时，首先根据零件危险截面上的σmax及σmin确定平均应力σm与应力幅σa，然后，在极限应力线图的坐标中标示出相应工作应力点M或N。

根据零件工作时所受的约束来确定应力可能发生的变化规律，从而决定以哪一个点来表示极限应力。机械零件可能发生的典型的应力变化规律有以下三种：

应力比为常数：r=C

平均应力为常数σm=C

最小应力为常数σmin=C相应的疲劳极限应力应是极限应力曲线上的某一个点所代表的应力力。计算安全系数及疲劳强度条件为：五、提高机械零件疲劳强度的措施

在综合考虑零件的性能要求和经济性后，采用具有高疲劳强度的材料，并配以适当的热处理和各种表面强化处理。

适当提高零件的表面质量，特别是提高有应力集中部位的表面加工质量，必要时表面作适当的防护处理。

尽可能降低零件上的应力集中的影响，是提高零件疲劳强度的首要措施。

尽可能地减少或消除零件表面可能发生的初始裂纹的尺寸，对于延长零件的疲劳寿命有着比提高材料性能更为显著的作用。减载槽

在不可避免地要产生较大应力集中的结构处，可采用减载槽来降低应力集中的作用。

机械零件的接触强度

当两零件以点、线相接处时，其接触的局部会引起较大的应力。这局部的应力称为接触应力。

接触应力是不同于以往所学过的挤压应力的。挤压应力是面接触引起的应力，是二向应力状态，而接触应力是三向应力状态。接触应力的特点是：仅在局部很小的区域内产生很大的应力。

式中ρ1和ρ2

分别为两零件初始接触线处的曲率半径,其中正号用于外接触，负号用于内接触。对于线接触的情况，其接触应力可用赫兹应力公式计算。更多图片

§2-4机械零件的接触强度

当两零件以点、线相接处时，其接触的局部会引起较大的应力。这局部的应力称为接触应力。

接触应力是不同于以往所学过的挤压应力的。挤压应力是面接触引起的应力，是二向应力状态，而接触应力是三向应力状态。接触应力的特点是：仅在局部很小的区域内产生很大的应力。

式中ρ1和ρ2

分别为两零件初始接触线处的曲率半径,其中正号用于外接触，负号用于内接触。对于线接触的情况，其接触应力可用赫兹应力公式计算。

摩擦是机器运转过程中不可避免的物理现象。世界上1/3～1/2的能源消耗在摩擦上，各种机械零件因磨损失效的也占全部失效零件的一半以上。磨损是摩擦的结果，润滑则是减少摩擦和磨损的有力措施。一、摩擦及其分类

两物体接触区产生阻碍运动并消耗能量的现象，称为摩擦。有些情况下却要利用摩擦工作，如带传动，摩擦制动器等。§2-5摩擦、磨损与润滑概述1.干摩擦如果两物体的滑动表面为无任何润滑剂或保护膜的纯金属。2.

液体摩擦两摩擦表面不直接接触，被油膜隔开。根据摩擦副表面间的润滑状态将摩擦状态分为四种：二、磨损及其过程

运动副之间的摩擦将导致零件表面材料的逐渐损失，这种现象称为磨损。单位时间内材料的磨损量称为磨损率。工程上常利用磨损的原理来减小零件表面的粗糙度，如磨削、研磨、抛光、跑合等。3.边界摩擦两摩擦表面被吸附在表面的边界膜隔开。4.混合摩擦处于摩擦、液体摩擦与边界摩擦的混合状态。1.磨损过程大致可分为以下三个阶段：1）跑合（磨合）磨损阶段2）稳定磨损阶段3）剧烈磨损阶段此阶段的特征是磨损速度及磨损率都急剧增大。在跑合阶段结束后应清洗零件，更换润滑油。1）磨粒磨损

由于摩擦表面上的硬质突出物或从外部进入摩擦表面的硬质颗粒，对摩擦表面起到切削或刮擦作用，从而引起表层材料脱落的现象，称为磨粒磨损。

减轻磨粒磨损：满足润滑条件，合理地选择摩擦副的材料、降低表面粗糙度值以及加装防护密封装置等。2.

磨损分类

按照磨损的机理以及零件表面磨损状态的不同把磨损分为：2）粘着磨损粘着作用引起的磨损，称为粘着磨损。

粘着磨损按程度不同可分为五级：轻微磨损、涂抹、擦伤、撕脱、咬死。

涂抹、擦伤、撕脱又称为胶合，往往发生于高速、重载的场合。

合理地选择配对材料，采用表面处理，限制摩擦表面的温度，控制压强及采用含有油性极压添加剂的润滑剂等，都可减轻粘着磨损。3）疲劳磨损（点蚀）

两摩擦表面为点或线接触时，由于局部的弹性变形形成了小的接触区。这些小的接触区形成的摩擦副如果受变化接触应力的作用，则在其反复作用下，表层将产生裂纹。

合理地选择材料及材料的硬度，选择粘度高的润滑油，加入极压添加剂或及减小摩擦面的粗糙度值等，可以提抗疲劳磨损的能力。4）腐蚀磨损

在摩擦过程中，摩擦面与周围介质发生化学或电化学反应而产生物质损失的现象，称为腐蚀磨损。

实际上大多数磨损是以上述四种磨损形式的复合形式出现的。3.减小磨损的主要方法1）润滑2）合理选择摩擦副材料3）进行表面处理4）注意控制摩擦副的工作条件三、润滑润滑的主要作用是:减小摩擦系数,提高机械效率;减轻磨损,延长机械的使用寿命。还可起到冷却、防尘以及吸振等作用。冷却，防尘及吸振等作用1.润滑剂的性能与选择1）润滑油

主要有矿物油、合成油、动植物油等，其中应用最广泛的为矿物油。

粘度的大小表示了液体流动时其内摩擦阻力的大小，粘度愈大，内摩擦阻力就愈大，液体的流动性就愈差。

粘度可用动力粘度、运动粘度、条件粘度（恩氏粘度）等表示。我国的石油产品常用运动粘度来标定。（1）动力粘度（2）运动粘度η为动力粘度，单位为Pa•s；为密度，单位为ν为运动粘度，单位为。

一般润滑油的牌号就是该润滑油在40C（或100C）时运动粘度（以为单位）的平均值。（3）条件粘度以表示恩氏粘度（即为条件粘度）。运动粘度和恩氏粘度之间可通过下式进行换算：当1.35≤E≤3.2时当

E>3.2时

粘度随温度的升高而降低。粘度随压强的升高而加大，但当压强小于20MPa时，其影响甚小，可不予考虑。续表2）润滑脂

润滑脂是在润滑油中加入稠化剂(如钙、钠、锂等金属皂基）而形成的脂状润滑剂，又称为黄油或干油。

润滑脂的流动性小，不易流失，所以密封简单，不需经常补充。润滑脂对载荷和速度变化不是很敏感，有较大的适应范围，但因其摩擦损耗较大，机械效率较低，故不宜用于高速传动的场合。(1)滴点是指润滑脂受热后从标准测量杯的孔口滴下第一滴油时的温度。(2)针入度即润滑脂的稠度。(3)安全性抗水性、抗氧化性和机械安定性2.润滑剂的选择

润滑剂选用的基本原则是：在低速、重载、高温、间隙大的情况下，应选用粘度较大的润滑油；而在高速、轻载、低温、间隙小的情况下应选粘度较小的润滑油。润滑脂主要用于速度低、载荷大、不需经常加油、使用要求不高或灰尘较多的场合。气体、固体润滑剂主要用于高温、高压、防止污染等一般润滑剂不能适用的场合。3）固体润滑剂用固体粉末代替润滑油膜。常用有：石墨、二硫化钼等等。4）气体润滑剂包括空气、氢气、氦气、水蒸气及液体金属蒸气。3.润滑方法和润滑装置机械设备的润滑，主要集中在传动件和支承件上。1）油润滑的方法大概有四种：集中润滑或分散润滑连续润滑或间歇润滑压力润滑或无压力润滑循环式润滑或非循环式润滑。4.添加剂提高油性、极压性延长使用寿命改善物理性能添加剂的作用油性添加剂极压添加剂分散净化剂消泡添加剂抗氧化添加剂降凝剂增粘剂添加剂的种类

为了提高油的品质和性能，常在润滑油或润滑脂中加入一些分量虽小但对润滑剂性能改善其巨大作用的物质，这些物质叫添加剂。§3-1概述

§3-2螺纹连接

§3-3

螺旋传动螺纹连接和螺旋传动静连接动连接与动力源组合零件构件机构机器静连接动连接(运动副)可拆连接：螺纹连接、键连接、销连接等。不可拆连接：铆接、焊接、胶接等。

连接分类连接：将两个或两个以上的零（构）件组合成一体的结构。——运动副低副高副§3-1概述1、螺旋线2、螺纹3、螺旋副§3-2螺纹连接一、螺纹（一）螺纹的形成a、螺纹的牙型

矩型、三角形、梯形、锯齿形（二）螺纹的分类及应用矩形螺纹三角形螺纹梯形螺纹锯齿形螺纹30º3º30º15º左旋右旋b、螺纹的旋向双线螺纹单线螺纹c、螺纹的线数d、螺纹分布位置内螺纹外螺纹e、螺纹的作用联接螺纹传动螺纹f、螺纹母体形状圆锥螺纹圆柱螺纹管螺纹3)中径d2d1d2d1)大径

d2)小径

d14)螺距PψSPP/2P/2（三）螺纹的主要参数

螺纹的最大直径。螺纹轴向截面上牙型沟槽和凸起宽度相等处的直径。相邻两牙在中径线上对应两点间的轴向距离

螺纹的最小直径。d1d2dSPP/2P/25)导程

SS=nP

同一条螺旋线上！6)螺纹升角ψ7)牙型角

α8)牙侧角

ββαβπd2Sψψ9）接触高度

hπd2Sψ（一）螺纹连接的基本类型1.螺栓连接eal1da.普通螺栓连接二、螺纹连接的类型和螺纹连接件b、铰制孔用螺拴连接2.螺钉连接3.双头螺柱连接ael1HH1H2d4.紧定螺钉连接（二）标准螺纹连接件1.螺栓LL0d六角头LdL0小六角头精度由高到低分A、B、C三级dL0L1LL1-----座端长度L0-----螺母端长度2.双头螺柱3.螺钉、紧定螺钉4.螺母六角螺母圆螺母5.垫圈平垫圈斜垫圈弹簧垫圈圆螺母用止动垫圈

防止工作时联接出现缝隙和滑移，保证联接的紧密性和可靠性。预紧力F′——预先轴向作用力（拉力）松连接——在装配时不拧紧，承受外载荷时才受到力的作用紧连接——在装配时需拧紧，即未承载时，螺纹已预先到受力的作用，即预紧力F′预紧过紧——螺杆静载荷增大，降低本身强度。预紧过松——工作不可靠

三、螺纹连接的预紧和防松连接装配的分类（一）螺纹连接的预紧1.预紧的目的2.拧紧力矩T1——克服螺纹副相对转动的阻力矩；T2——克服螺母支撑面上的摩擦阻力矩；

通常螺纹联接拧紧是凭工人的经验来决定的，重要螺栓则必须对预紧力进行精确控制。

测力矩板手——测出预紧力矩，如左图

定力矩板手——达到固定的拧紧力矩T时，弹簧受压将

自动打滑，如右图

测量预紧前后螺栓伸长量——精度较高

测力矩扳手定力矩扳手3.预紧力F′的控制1.防松目的

实际工作中，外载荷有振动、变化、材料高温蠕变等会造成摩擦力减少，螺纹副中正压力在某一瞬间消失、摩擦力为零，从而使螺纹联接松动，如经反复作用，螺纹联接就会松驰而失效。因此，必须进行防松。2.防松原理

消除（或限制）螺纹副之间的相对运动，或增大相对运动的难度。（二）螺纹连接的防松3.防松的方法1）摩擦防松自锁螺母弹簧垫圈对顶螺母开槽螺母与开口销2）机械防松圆螺母和带翅止动垫片单耳止动垫片串联钢丝3）永久防松冲点法粘合法焊点法铆冲

四、螺栓组连接的结构设计和受力分析一）螺栓组连接的结构设计1、连接结合面的几何形状都设计成轴对称的简单几何形状。2、螺栓布置应使各螺栓的受力合理。3、一组螺栓的规格（直径、长度、材料）应一致，有利于加工和美观。4、螺栓的排列应有合理的间距、边距。5、装配时，对于紧螺栓连接，每个螺栓预紧程度应一致。6、避免螺栓承受附加的弯曲载荷。7、同一圆周上的螺栓数目取成4、6、8等偶数。二）螺栓组联接的受力分析目的：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。假设：所有螺栓的材料、直径、长度和预紧力均相同；螺栓组的对称中心与联接接合面的形心重合；受载后联接接合面仍保持为平面。类型：1．受横向载荷的螺栓组连接2．受转矩的螺栓组连接3．受轴向载荷的螺栓组连接4．受倾覆力矩的螺栓组连接1．螺栓组连接受轴向载荷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F′的作用，当连接要有保证的残余预紧力为F〞时，每个螺栓所承受的总载荷F2为：F2=F

〞+F（1）普通螺栓连接有：或：式中：z为螺栓的数目；

Kf

为防滑系数，设计中可取Kf

=1.1--1.3；

m为接合面数；

μs为接合面间的摩擦系数。2．螺栓组连接受横向载荷（2）铰制孔用螺栓联接每个螺栓所受工作剪力为：式中：

为螺栓的数目。3．受转矩的螺栓组连接

(2)铰制孔用螺栓组连接

（1）普通螺栓组连接

靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。

靠螺栓的剪切和螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩T。4．受倾覆力矩的螺栓组连接

倾覆力矩M作用在联接接合面的一个对称面内，底板在承受倾覆力矩之前，螺栓已拧紧并承受预紧力F′。

作用在底板两侧的合力矩与倾覆力矩M平衡，即：

为防止结合面受压最大处被压碎或受压最小处出现间隙，要求：螺栓的总拉力：

举例:底板螺栓组连接，外力F∑=6000N,作用在包含X轴并垂直于底板结合面的平面内，作用线与水平夹角为30º，尺寸l=350mm,h=280mm,底板连接螺栓布置l1=150mm，l2=75mm,试分析受力最大的螺栓所受的工作载荷。解：1、螺栓受总载荷可分解为：螺栓组所受总横向力（水平向右，作用于接合面内）总轴向力（铅直向上，作用于螺栓组中心）倾覆力矩（顺时针）所以最左端螺栓受工作载荷最大，为：3、在倾覆力矩作用下，最左边两螺栓受力最大：2、各螺栓所受工作拉力为：螺栓组连接的主要失效形式：

1.螺栓杆和螺纹部分塑性变形或断裂（轴向力）；

2.螺栓杆和孔壁贴合面被压溃或螺栓杆被剪断（挤压力和剪切力）；

3.经常装拆因磨损而发生螺旋副间的滑扣。五、单个螺纹连接的强度计算疲劳破坏（失效）部位：

一）受拉螺栓连接强度计算1.受拉松连接螺栓强度计算对于M10M68,可取τ≈0.5σ预紧力F0→产生拉伸应力σ：螺纹摩擦力矩T1→产生扭切应力τ：~1）仅承受预紧力的紧螺栓连接2.受拉紧连接螺栓强度计算

拉、扭联合作用时，根据材料力学的第四强度理论，其当量应力为：故螺栓螺纹部分的强度条件为：设计公式为：在横向力作用下，连接接合面不滑移的条件：连接结构尺寸增加。改进措施：1、用减载零件；2、用铰制孔螺栓连接2）承受预紧力和轴向工作拉力的螺栓连接

螺栓预紧力F′后，在工作拉力F的作用下，螺栓的总拉力F2=?单个紧螺栓连接受力变形关系：未受力、无变形

未拧紧未受力、无变形预紧F′拉力F′，伸长b压力F′，压缩m受载F拉力F２,伸长

b+

压力F〞，压缩m-

螺栓被连件螺栓的相对刚度，其值在0-1间变化。式中：单个紧螺栓连接受力变形线图静强度条件：

设计公式：受变载荷的重要连接应精确校核螺栓的疲劳强度二）受剪螺栓连接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：

h－螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，mm；设计时取h≥1.25d01、材料

六、螺纹连接件的材料及许用应力

国家标准规定螺栓、螺柱、螺钉的性能等级分为10级，螺母的性能等级分为7级。注意：选用时螺母的性能等级应不低于与其相配螺栓的性能等级。

常用Q215、Q235、35、45等碳素钢。特殊（重要、有冲击、振动或变载荷）时采用15Cr、40Cr、30CrMnSi等合金钢。

2、许用应力

1．螺纹联接件的许用拉应力：2．螺纹联接件的许用剪应力和许用挤压应力3．螺纹联接件的安全系数说明（被联接件为钢）（被联接件为铸铁）1.改善螺纹牙间载荷分布不均状况

七、提高螺栓联接强度的措施a)悬置螺母b)环槽螺母c)内斜螺母d)环槽内斜2、降低螺栓应力幅

3、减小应力集中的影响1）加大过渡处圆角；2）改用退刀槽；3）卸载槽；4）卸载过渡结构。4、采用合理的制造工艺

1）用挤压法（滚压法）制造螺栓，疲劳强度提高30~40%2）冷作硬化，表层有残余应力（压）、氰化、氮化、喷丸等可提高疲劳强度3）热处理后再进行滚压螺纹，效果更佳，强度提高70~100%，此法具有优质、高产、低消耗功能4）控制单个螺距误差和螺距累积误差例1：一钢制液压油缸，油压内壁直径，试设计该螺栓组连接，并确定螺栓直径。

3）强度计算：取螺栓材料45钢,5.6级，装配时不要求严格控制预紧力，暂取S=3，则

1）确定螺栓工作载荷暂取螺栓数Z=8，则每个螺栓承受的平均轴向工作载荷为2）螺栓总拉伸载荷因有密封要求：取故按标准，取M16螺栓（）。故该螺栓组连接采用8个M16螺栓连接，安全系数S=3。

由强度公式得螺纹小径为解：1、螺栓组连接结构设计由图已知螺栓数，对称布置。例2:底板螺栓组连接，外力F∑=6000N,作用在包含X轴并垂直于底板结合面的平面内，作用线与水平夹角为30º，尺寸l=350mm,h=280mm,底板连接螺栓布置l1=150mm，l2=75mm,试设计螺栓组连接，确定螺栓直径。（第102页5-48图）

1）螺栓受总载荷可分解为：螺栓组所受总横向力（水平向右，作用于接合面内）总轴向力（铅直向上，作用于螺栓组中心）2、螺栓组连接受力分析

所以最左端螺栓受工作载荷最大，为：3）在倾覆力矩作用下，最左边两螺栓受拉力最大：2）各螺栓所受工作拉力为：倾覆力矩（顺时针）

的作用下，由联接不滑移条件，4）在钢制底板与铸铁机架间f=0.15取则:

取防滑系数K=1.35）最左边螺栓受总拉力：求各螺栓预紧力和3、确定螺栓直径：

选材中碳钢35钢，性能等级4.8级，取S=1.5，故故查普通粗牙螺纹标准（GB196—81）选螺栓公称直径d=10mm(其小径=8.376>6.99mm）。4、校核螺栓组联接的接合面工作情况

1）防止压溃校核

由表5—6，联接接合面许用压力：

故不会被压溃，合格。2）防止接合面左端出现缝隙，校核最小挤压应力：故不会产生缝隙。预紧力的下限：故满足预紧力的要求4、校核螺栓联接所需的预紧力一、螺旋传动的类型、特点和应用传力螺旋传导螺旋调整螺旋螺旋传动按其螺旋副摩擦性质的不同，又可分为：滑动螺旋滚动螺旋静压螺旋

螺旋传动是利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动的。它主要用于将回转运动转变为直线运动，同时传递动力。螺旋传动按其用途不同，可分为以下三种类型:

螺旋机构在机床的进给机构、起重设备、锻压机械、测量仪器、工具、夹具、玩具及其他工业装备中有着广泛的应用。

螺旋传动常见的运动形式有：螺杆转动，螺母移动或螺母固定，螺杆转动并移动。

§3-3螺旋传动二、滑动螺旋的结构和材料1．滑动螺旋的结构整体螺母组合螺母剖分螺母螺母结构:

滑动螺旋的结构主要是指螺杆、螺母的固定和支承的结构形式。螺旋传动的工作刚度与精度等和支承结构有直接关系。

螺杆的材料要有足够的强度和耐磨性。螺母的材料除了要有足够的强度外，还要求在与螺杆材料相配合时摩擦系数小和耐磨。2．滑动螺旋的材料

三、滑动螺旋传动的设计计算1.主要失效形式:螺牙的磨损2.设计准则：按抗磨损确定直径，选择螺距；校核螺杆、螺母强度等。3.设计方法和步骤：1）耐磨性计算

滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力，其强度条件：设计公式：令则得：一般值越大，螺母越厚，螺纹工作圈数越多。。式中:30º锯齿形螺纹矩形和梯形螺纹螺纹工作高度

依据计算出的螺纹中径，按螺纹标准选择合适的直径和螺距。验算：若不满足要求，则增大螺距。对有自锁性要求的螺旋传动，应校核自锁条件：2）螺杆的强度计算

对于受力比较大的螺杆，需根据第四强度理论求出危险截面的计算应力：螺杆的强度条件：式中，F为螺杆所受的轴向压力（或拉力），T为螺杆所受的扭矩，

3）螺母螺牙的强度计算螺牙上的平均压力为：F/u4）螺母外径与凸缘的强度计算5）螺杆的稳定性计算

对于支撑螺母，需要校核螺母本体的强度。

对于长径比较大的受压螺杆，需要校核压杆的稳定性，要求螺杆的工作压力F要小于临界载荷Fcr传力螺旋传导螺旋精密螺杆或水平安装其危险截面a–a

的剪切强度条件和弯曲强度条件分别为：

四、其他螺旋传动简介1.滚动螺栓传动——摩擦性质为滚动摩擦。滚动螺旋传动是在具有圆弧形螺旋槽的螺杆和螺母之间连续装填若干滚动体（多用钢球），当传动工作时，滚动体沿螺纹滚道滚动并形成循环。按循环方式有：内循环、外循环两种。特点：传动效率高（可达90%），起动力矩小，传动灵活平稳，低速不爬行，同步性好，定位精度高，正逆运动效率相同，可实现逆传动。缺点：不自锁，需附加自锁装置，抗振性差，结构复杂，制造工艺要求高，成本较高。

2.静压螺栓2.静压螺栓§4-1键连接§4-2花键连接§4-3销连接

键连接及其他连接§4-4无键连接一、键连接的类型§4-1键连接键平键半圆键普通平键滑键楔键切向键导向平键键松连接紧连接半圆键楔键切向键薄型平键1.平键连接1）普通平键定心性较好，拆装方便

普通平键的端部形状可制成:圆头（A型）方头（B型）单圆头（C型）键的标记为：键b×LGB/T1096-20032）导向平键圆头（A型）方头（B型）变速箱中滑移齿轮与轴的动联接3）滑键2.半圆键连接定心性较好，装配方便，但对轴的削弱较大只适用于轻载连接，多用于锥形轴端

3.楔键连接适用于定心精度要求不高，载荷平稳和低速的场合4.切向键连接切向键在矿用提升机中的应用二、键的选择和键连接强度计算1.键的选择键的标准尺寸：截面尺寸

b×h

及键长

L。1）键的类型选择根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择。2）键的尺寸选择按照符合标准和满足强度要求来取定。键长可取L=(1.5-2）d，略短于轮毂长，并符合标准由轴径d查标准键的标记为：键b×LGB/T1096-2003(一般A型键可不标出A，但对于B、C型键，必须标注“键B”或“键C”）。

表1普通平键和普通楔键的主要尺寸

失效形式：压溃（静联接,键、轴、毂中较弱者）;

磨损（动联接）;

键的剪断（较少）2.平键的强度校核1)静连接l——键的工作长度A型键：l=L-b

B型键：l=L

C型键：l=L-b/2（普通平键）MPa挤压强度剪切强度MPa2)动联接MPa连接强度不够时，采取措施：1）采用双键[平键180°布置；半圆键0°布置，楔键

90°~120°布置（按1.5个键计算）]2）增大轴径d↑；增长轮毂即增长L↑；改用花键连接。表2联接件的许用挤压应力、许用压强MPa许用挤压应力、许用压强联接工作方式轮毂材料

载荷性质

静载荷轻微冲击

冲击[σp]

静联接

钢125～150100～12060～90铸铁70～8050～6030～45[p]动联接

钢504030例1.图示牙嵌离合器的左右两半分别用键与轴1、2相联接，在空载下，通过操纵可使右半离合器沿导向平键在轴1上作轴向移动。轴径d1=d2=70mm，左半离合器的轮毂长度L2=100mm，右半离合器的轮毂长度L1=130mm，行程l1=60mm，工作平稳，离合器及轴的材料均为钢材。试确定左半离合器平键联接的尺寸，并计算其允许传递的最大转矩。轴的直径d10～1212～1717～2222～3030～3838～4444～50b×h4×45×56×68×710×812×814×9轴的直径d50～5858～6565～7575～8585～9595～110110～130b×h16×1018×1120×1222×1425×1428×1632×18键的长度L6，8，10，12，14，16，18，20，22，25，28，32，36，40，45，50，56，63，70，80，90，100，110，125，140，180，200，220，250，…表1普通平键和普通楔键的主要尺寸mm解：1．选择A型普通平键

查表1得平键的截面尺寸

b=20mm，h=12mm，

取键长L=90mm<L2=100mm。

2．材料均为钢，工作平稳，

查表2，取[σp]=130Mpa;

h=12mm，d=70mm,

l=L-b=90-20=70mm。

键可传递的最大转矩为

若选择C型普通平键，则键有效长度l=90-10=80mm，其可传递的转矩为

NmNm

例2：若该轴传递的转矩为T=1200N·m，试选择右半离合器的导向平键尺寸，并校核其联接强度。轴的直径d10～1212～1717～2222～3030～3838～4444～50b×h4×45×56×68×710×812×814×9轴的直径d50～5858～6565～7575～8585～9595～110110～130b×h16×1018×1120×1222×1425×1428×1632×18键的长度L6，8，10，12，14，16，18，20，22，25，28，32，36，40，45，50，56，63，70，80，90，100，110，125，140，180，200，220，250，…表1普通平键和普通楔键的主要尺寸mm解：1．选择A型导向平键

查表1得平键的截面尺寸

b=20mm，h=12mm，

取键长L=180mm<L1+l1=130+60=190mm。

2．强度校核

材料均为钢，工作平稳，

查表2，取[p]=50MPa;

h=12mm，d=70mm,

l=L-b=180-20=160mm。

=35.71MPa

<[p]故此键联接能满足强度要求。一、特点对中、导向性好。各键齿承载均匀，承载力大,键槽浅，对轴损伤较小。加工要用专用设备，成本高。§4-2花键连接二、花键类型按齿形分：

①矩形花键

②渐开线花键③三角形花键三、花键的设计计算定位销联接销安全销1.按功能分2)联接销1)定位销§4-3销连接3)安全销圆柱销特殊型式销圆锥销2.按形状分3.特殊型式销弹性圆柱销开口销带螺纹锥销槽销开尾锥销一、过盈连接

利用两个被连接件本身的过盈配合来实现，一为包容件，另一为被包容件。

装配后，包容件和被包容件的径向变形使配合面间产生很大的压力。工作时，靠压紧力产生的摩擦力来传递载荷。§4-4无键连接

常用的无键连接包括过盈联接、胀紧连接和成形连接过盈联接的工作原理与装配方法

工作原理：利用包容件与被包容件的径向变形使配合面间产生很大压力，从而靠摩擦力来传递载荷装配方法：1）压入法—利用压力机将被包容件压入包容件中，由于压入过程中表面微观不平度的峰尖被擦伤或压平，因而降低了连接的紧固性2）温差法——加热包容件，冷却被包容件。可避免擦伤联接表面，联接牢固。

二、胀紧联接

胀紧联接又称为弹性环联接——利用锥面贴合并挤紧在轴毂之间用摩擦力传递扭矩。

弹性环的材料为高碳钢或高碳合金钢（65，70，55Cr2、60Cr2）并经热处理。锥角一般为12.5~17°，另外要求内、外环锥面配合良好。特点：可传递较大扭矩和轴向力，无应力集中，对中性好，但加工要求较高，应用受限制。三、型面连接

特点：装拆方便，对中性较好；联接面上没有应力集中源，减少了应力集中；切削加工较复杂，不易保证配合精度，应用尚不广泛。1.楔键联接与平键联接相比,其对中性()

A.好B.差C.相同D.无法比较

2.半圆键具有()特点.

A.对轴强度削弱小B.工艺性差,装配不方便

C.调心性好D.承载能力大

3.可承受轴向载荷的键是()

A.C型平键B.半圆键C.楔键D.导向平键

4.平键的剖面尺寸通常是根据()按标准选择。

A.传递扭矩的大小B.传递功率的大小

C.轮毂的长度D.轴的直径

5.键的长度主要是根据()来选择。

A.传递扭矩的大小B.传递功率的大小

C.轮毂的长度D.轴的直径

练习题6.紧键联接和松键联接的主要区别在于：

前者安装后，键与键槽间就存在有()。

A.压紧力B.轴向力C.摩擦力

7.能构成紧键联接的两种键是()。

A.楔键和半圆键B.平键和切向键

C.半圆键和切向键

D.楔键和切向键

8.楔键和()，两者的接触面都具有1/100的斜度。

A.轴向键槽的底面B.轮毂上键槽的底面

C.键槽的侧面

9.切向键联接的斜度是做在()上。

A.轮毂键槽的底面B.轴的键槽的底面

C.一对键的接触面D.键的侧面

10.切向键传递双向扭矩时，应反向安装两对键相隔()。A.90-120°B.120-130°C.135-180°D.180°11.平键标记：键B20×80GB1096-2003中，20×80表示()。

A.键宽×轴径B.键高×轴径C.键宽×键长

D.键高×键长E.键宽×键高

12.平键联接如不满足强度条件，可在轴上安装一对平键，使它们沿圆周相隔()。

A.90°B.120°C.135°D.180°

13.螺纹的公称直径（管螺纹除外）是指它的()。

A.内径d1

B.大径d

C.中径d2

14.联接螺纹一般采用三角形螺纹是因为其()较好。

A.制造工艺性能B.传动性能

C.强度和刚度D.自锁性能

带传动

利用带与带轮间的摩擦或啮合传递运动和动力

带轮1、带轮2、环形带带传动构成：工作原理：§5-1概述开口传动

两轴平行，同向回转

交叉传动

两轴平行，反向回转

半交叉传动

两轴交错，不能逆转

一、带传动的类型§5-2V带及带轮结构1、按布置形式分2、按传动带的截面形状分V带平带多楔带同步带（1）传动带

用于传递动力。（2）输送带

用于输送物品。3、按用途分二、V带的类型与结构普通V带传动窄V带传动宽V带传动三、带传动的应用特点

带传动适用于要求传动平稳、传动比要求不准确、中小功率的远距离传动。四、带传动的应用场合1.小轮包角

2.带长：3.中心距包角摩擦力传动能力五、带传动的几何尺寸

根据带的摩擦传动原理，带必须在预张紧后才能正常工作；运转一定时间后，带会松弛，为了保证带传动的能力，必须重新张紧，才能正常工作。

常见的张紧装置有定期张紧装置和自动张紧装置六、带传动的张紧装置1.定期张紧装置

张紧轮一般应放在松边的内侧，使带只受单向弯曲。同时张紧轮应尽量靠近大轮，以免过分影响在小带轮上的包角。张紧轮的轮槽尺寸与带轮的相同。

2.自动张紧装置

初始状态:工作状态:拉力增加→紧边Ｆ0↗Ｆ1

紧边拉力拉力减少→松边Ｆ0↘Ｆ2

松边拉力

1.紧松边的判断带两边拉力相等＝Ｆ0

→

张紧力带两边拉力不相等

绕进主动轮的一边→紧边绕出主动轮的一边→松边12F0F0F0F012F1F1F2F2§5-3带传动的工作情况分析一、带传动中的力分析分析:设带在工作前后带的总长不变，∵紧边由Ｆ0↗Ｆ1→拉力增加，带增长

松边由Ｆ0↘Ｆ2→拉力减少，带缩短3.摩擦力的方向∵总长不变→∴带增长量＝带缩短量o2o1∴Ｆ1－Ｆ0＝Ｆ0－Ｆ2;Ｆ1＋Ｆ2＝２Ｆ02.紧边、松边力的大小∵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。∴主动轮所受的摩擦力方向与其运动方向相反；从动轮所受摩擦力方向与其运动方向相同。取主动轮端的带为分离体(逆转)，则∴Ｆf＝Ｆ1－Ｆ2Ｆf＝Ｆ＝Ｆ1－Ｆ2

F1+F2=2F0

分析4.Ｆ1、Ｆ2、Ｆf、Ｆ的关系Ｆfo1F2F1ＴO1＝Ｆf×d1／2＋Ｆ2×d1／2－Ｆ1×d1／2＝0

*Ｆf不是作用于某点的集中力，而是带与轮接触面上各点摩擦力的总和→静摩擦力→Ｆf＝ＦF1=F0+F/2F2=F0－F/25.带传递的功率

但Ｆf有极限值，

P=FV／1000kw(13-6)

∴F=1000P/vNF－Ｎ，v－m/s当Ｆ＞Ｆmax→打滑（后述）F<Fmax→正常工作F＞Fmax→打滑

柔韧体的欧拉公式：F1/F2=ef

当F=Fmax=→最大有效拉力（1）平带传动6.带传动中的最大有效拉力Fec带传递的最大有效圆周力为：

Fec的影响因素FQFQFNFN/2FN/2φ/2FN=FQ－当量摩擦系数1.张紧力F0

→F0愈大Fec愈大2.包角α1→α1

愈大Fec愈大3.摩擦系数f′→f′愈大Fec愈大（2）V带传动的Fec

二、带中的应力分析

带传动工作时,作用于带上有哪些应力?它们的分布及大小有什么特点?最大应力发生在什么部位?

1.拉应力:σ1、σ2

→∵F1>F2→∴σ1＞σ2σb=2yE/dE－带的弹性模量dy2.弯曲应力:σb1,σb2

∵d1<d2→∴σb1＞σb2为限制弯曲应力σb不过大→ddmin不能过小3.离心拉应力:FC→

σC→发生在带作圆周运动部分,作用于带的全长FC=qv2为限制离心拉应力σC不过大→限制v→vmax≤25m/S为限制σb不过大→限制dmin∴5m/S≤vmax≤25m/S为限制离心拉应力σC不过大→限制Vσb=2yE/dFC=qv2σC

=qv2/A带传动工作时最大应力

σmax＝σ1+σb1+σc

三、带传动的打滑、弹性滑动和传动比1.什么是弹性滑动,什么是打滑?2.为什么会发生弹性滑动或打滑?是否可以避免?3.v1、v2、v带之间的关系如何?为什么?

原因当F＞Fmax→打滑分析2.

打滑先发生在

3.

打滑→带与带轮间的相对滑动→剧烈的磨损→失效防止措施

小带轮处

2.增大F0→Fmax增大1.减小F1.打滑是可以避免的

打滑

弹性滑动

*带传动在工作时存在有带与带轮间的弹性滑动

→v1＞v带,v带＞v2→v1＞v带＞v2→

v1＞v2→实际传动比＞理论传动比(减速传动)→带传动传动比不稳定1.带是弹性体,受载→弹变,变形量与外力成正比小带轮处：带由A1绕上→由B1绕出，拉力由F1↘F2→带一边绕进一边后缩→带滞后于带轮→v1＞v带o1o2A1A2B1B2C1C2F1F22.带轮两边拉力不相等,F1＞F2大带轮处：带由A2绕上→由B2绕出，拉力由F2↗F1→带一边绕进一边伸长→带超前于带轮→v带＞v2v1＞v带＞v2→

v1＞v2原因1.弹性滑动避免2.弹性滑动发生在带离开带轮的那段接触弧上不可o1o2A1A2B1B2C1C2F1F23.F↑→

弹性滑动↑→

弹性滑动范围↑,

当弹性滑动扩展到整个接触弧时,Ff＝Ffmax分析弹性滑动与打滑的比较

传动比近似计算取=0.01-0.02滑动率∵

普通V带应用最广，其截面呈楔角等于40゜的梯形，相对高度h/bp≈0.7，工作面是带的两侧面，带与轮槽底部应有间隙。考虑到V带张紧后产生的横向收缩变形，小带轮槽角ψ=32゜、34゜、36゜、38゜。

帘布结构

线绳结构包布层顶胶层抗拉层底胶层§5-4普通V带传动的计算(一)V带的标准普通V带窄V带

窄V带是用合成纤维绳作抗拉体,与普通V带相比,当高度相同时,窄V带的宽度约缩小1/3,而承载能力可提高1.5～2.5倍,适用于传递动力大而又要求传动装置紧凑的场合.节面——当V带受弯曲时，长度不变的中性层。节宽——节面的宽度bp。相对高度——V带高度h与节宽bp之比。约为0.7带轮基准直径——V带轮上与所配V带节宽bp

相对应的带轮直径。带的基准长度——V带在带轮上张紧后，位于带轮基准直径上的周线长度Ld

普通V带的参数普通V带的型号普通V带分为Y、Z、A、B、C、D、E七种型号

普通V带和窄V带的标记由带型、基准长度和标记号组成，见如下示例：A－1400GB11544－89国标代号基准长度v带型号窄Ｖ带：SPZ、SPA、SPB、SPC(二)V带传动设计失效形式：(1)交变应力下的疲劳破坏；(2)打滑设计准则：在不打滑条件下，带具有一定疲劳强度和寿命在即将打滑的临界状态下，带传动的最大有效圆周力NkW既不打滑又有一定疲劳强度时单根带所能传递的功率kW

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。

当实际工作条件与确定Po值的特定条件不同时，应对查得的Po值进行修正。修正后得实际工作条件下单根V带所能传递的功率[Po]：P0—实验条件下单根普通V带的基本额定功率(kW)△P0—i12=1时单根普通V带额定功率增量(kW)Kα—包角系数KL—带长修正系数普通V带传动的设计计算普通V带传动的设计主要是：

选择带的型号，计算带的根数以及合理的确定有关参数等设计V带传动的一般已知条件是：

传动用途和工作条件；传动的功率P；主动轮、从动轮的转速n1和n2或传动比i，对传动位置和外部尺寸要求等V带的设计步骤和方法设计的已知条件：传动的工作情况，功率P，转速n1、设计内容：确定V带的型号、长度L和根数Z、传动中心距a1.确定计算功率式中：

传递的名义功率（如电动机的额定功率，）；

工作情况系数n2（或传动比i）以及空间尺寸要求及带轮基准直径，画出带轮零件图等。工作情况系数KA工作情况KA软启动硬启动每天工作小时数/h＜1010～16＞16＜1010～16＞16载荷变动微小液体搅拌机\通风机和鼓风机(≤7.5KW),离心式水泵和压缩机\轻负载荷输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机(不均匀载荷)、通风机（>7.5KW）、旋转式水泵和压缩机（非离心式）、发电机、金属切削机床、印刷机、旋转筛、锯木机和木工机械1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机1.21.31.41.41.51.6载荷变动大破碎机（旋转式、鄂式等）、摩碎机（球磨、棒磨、管磨）等1.31.41.51.51.61.82.选择V带的型号

根据计算功率Pc和主动轮（通常是小带轮）转速n1

由右图选择V带型号。3.带轮直径和带速(1)确定带轮直径

带轮愈小，弯曲应力愈大。弯曲应力是引起带疲劳损坏的重要原因。V带带轮的最小直径见下表。带轮基准直径dd系列

普通V带质量较大,带速较高,会因惯性离心力过大而降低带与带轮间的正压力,从而降低摩擦力和传动能力；带速过低,则在传递相同功率的条件下所需有效拉力F较大,要求带的根数较多，于是带轮的宽度、轴径及轴承的尺寸都要随之增大。

若

>25m/s，则离心力过大，即应减小dd1

若

<5m/s，则应增大dd1（2）验算带的速度

=5～25m/s内选取，一般

≈20m/sm/s4.初定中心距a和基准带长Ld

按下式初步确定中心距a0初选a0后，可根据下式计算v带的初选长度L0

当中心距较小时,传动较为紧凑,但带长也减小,在单位时间内带绕过带轮的次数增多,即带内应力循环次数增加,会加速带的疲劳；而中心距过大时,传动的外廓尺寸大,且高速运转时易引起带的颤动,影响正常工作。

根据初选长度L0，由表选取与相近的基准长度Ld作为所选带的长度，然后就可以计算出实际中心距a，即

考虑到安装调整和带松弛后张紧的需要，应给中心距留出一定的调整余量。中心距的变动范围为

5.验算小带轮包角

小带轮包角可按下式计算

在V带传动中,一般小带轮上的包角α1不宜小于120°,个别情况下可小到90°,否则应增大中心距或减小传动比,也可以加张紧轮。6.确定V带根数Z

带的根数应取整数。为使各带受力均匀，根数不宜过多，一般应满足z<10。如计算结果超出范围，应改V带型号或加大带轮直径后重新设计。7.单根V带的初拉力F0

初拉力不足,易出现打滑；初拉力过大,V带寿命缩短,压轴力增大。

由于新带易松弛，对不能调整中心距的普通V带传动，安装新带时的初拉力应为计算值的1.5倍8.带传动作用在带轮轴上的压力FQ

为了设计支承带轮的轴和轴承,需知带作用在轴上的载荷Fy的大小。为了简化计算,可近似的按两倍带初拉力F0进行计算。9、带轮设计

带轮设计包括以下内容：确定结构类型结构尺寸轮槽尺寸材料画出带轮工作图。

1、V带轮的设计要求质量小、结构工艺性好、无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工(表面粗糙度一般应为3.2)，以减小带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀。2、带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200；转速较高时宜采用铸钢(或用钢板冲压后焊接而成)；小功率时可用铸铝或塑料。

V带轮的结构3、V带轮的结构

带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。轮缘是带轮的工作部分，制有梯形轮槽。轮毂是带轮与轴的联接部分，轮缘与轮毂则用轮辐（腹板）联接成一整体。

V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式（1）实心带轮（2）腹板带轮（3）孔板带轮（4）轮辐带轮4.带的安装与维护

①安装时不能硬撬（应先缩小中心距或顺势盘上）②带禁止与矿物油、酸、碱等介质接触，以免腐蚀带，不能曝晒③不能新旧带混用（多根带时），以免载荷分布不匀④防护罩⑤定期张紧⑥安装时两轮槽应对准，处于同一平面

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。与带传动相比:与齿轮传动相比:

1.精度(加工,装配)要求低2.可用于较大的中心距a1.无弹性滑动及打滑,η较高(η＝0.98),平均i准确2.张紧力小,压轴力FQ小3.结构紧凑4.能在恶劣的条件下工作

§6-1概述输送链传动链起重链

滚子链的结构特点

传动链的结构特点

滚子链有单排或多排结构,排数愈多,承载能力愈高,但制造、安装误差也愈大,各排链受载不均匀现象愈严重。一般链的排数不超过4排。§6-2链条与链轮链条接头处的固定形式有：用开口销固定，多用于大节距链弹簧卡片固定，多用于小节距链

滚子链已标准化，分为Ａ、Ｂ两种系列，常用的是Ａ系列。列出几种Ａ系列滚子链的主要参数。

链号排数×

链节数标准编号如：12A—1×90GB/T1243—1997

其p=19.05链号与节距的关系：

链轮上被链条节距等分的圆称为分度圆，其直径用d表示。若已知节距p和齿数z时，链轮主要尺寸的计算式如下:链条速度及传动比:平均传动比:平均速度:

由于多边形效应，瞬时链速和瞬时传动比都是变化的。§6-3链传动的运动分析及受力分析

→链速时快时慢→瞬时链速和传动比作周期性变化→链传动不均匀、动载荷→Z1↓p↑n1↑→变化↑

→i不宜过大,不宜高速传动紧边拉力适度张紧F2=Fc＋Fy

离心悬垂F1=F＋F2

=F＋Fc＋Fy

防振动、跳齿、脱链。链传动的受力分析松边拉力

分析:圆周拉力离心拉力

悬垂拉力

F=1000P/vNFc=qv2

NFy=KyqgaN

失效形式←中、高速条件下←润滑不当或速度过高→限制了链传动的极限转←开式,环境条件恶劣或润滑不良→使链节变长,跳齿或脱链

→限制其静力强度←正常润滑条件下→限制链传动承载能力的主要因素→主要发生在链条上4.链条铰链磨损5.过载拉断3.销轴与套筒的胶合2.滚子套筒的冲击疲劳破坏1.链板的疲劳破坏←低速重载或严重过载§6-4链传动失效形式及功率曲线

滚子链传动的设计步骤和方法：1、确定链轮齿数z1、z2和传动比i2、确定计算功率Pca3、确定链的节距p4、确定中心距a和链节数Lp5、设计链轮6、计算压轴力Q§6-5链传动设计计算2.链节距p3.中心距a和链条长度Ｌp+△p→传动尺寸↑易脱链、跳链Z↑→△d↑1.链轮齿数Ｚ1、Ｚ2

Ｚ1→→不平稳(不均匀、动载荷)↑→Ｚmin＝9不宜过多Ｚ2→不宜过少→Zmax=120链传动的主要参数

→最主要的参数p↑→┌承载力↑└

不平稳(不均匀、动载荷)↑1)a↓

a↑→满足承载力的前提下，尽量选小p值→垂度↑→不平稳↑

a＝（30～50）p→┌包角↓→承载力↓└链长Ｌ↓→单位时间绕转次数↑→易失效2)链长通常以链节数LP来表示，LP宜选整偶数。2.链节距p3.中心距a和链条长度Ｌ:（二）链传动的布置要求：两轮共面;

两轮中心连线尽量水平(＜45°);

松边在下。(一)链传动的润滑:

良好的润滑→降低链条铰链磨损，寿命↑。

链传动的润滑、张紧和布置

齿轮传动§7-1概述§7-2齿轮传动的失效形式及设计准则§7-3齿轮的材料及其选择原则§7-4齿轮传动的计算载荷§7-5标准直齿圆柱传动的强度计算§7-6齿轮传动设计、参数许用应力与精度选择§7-7标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算§7-8标准锥齿轮传动的强度计算§7-10齿轮的结构设计§7-11齿轮传动的润滑§7-9变位齿轮传动强度计算概述§7-1概述5.瞬时传动比恒定；

一、齿轮传动的应用

2.效率高；1.传递的速度和功率范围广；缺点：1.制造、安装精度要求高，成本高；

2.中心距a不宜过大。3.结构紧凑；

4.工作可靠，寿命长；6.能传递空间任意两轴间的运动。优点：

二、齿轮传动的分类局部折断提高轮齿抗折断能力的措施：增大齿根圆角半径，消除加工刀痕；增大轴及支承物的刚度；采用合适的热处理方法；对齿根表层进行强化处理。全齿折断§7-2齿轮传动的失效形式及设计准则一、轮齿的失效形式1.轮齿折断齿面点蚀主要措施：1）提高齿面硬度，增强轮齿抗点蚀的能力；

2）在啮合的轮齿间加注润滑油。2.齿面点蚀齿面磨损防止齿面磨损的主要措施：采用闭式传动；提高齿面硬度；采用清洁的润滑油。3.齿面磨损齿面胶合防止胶合的措施：加强润滑，采用抗胶合能力强的润滑油或在润滑油中加入极压添加剂；限制油温。4.齿面胶合塑性变形摩擦力方向防止齿面塑性变形的主要措施：

提高齿面硬度；增大润滑油粘度。5.齿面塑性变形二、设计准则对于闭式齿轮传动：

1）软齿面（≤350HBS）齿轮主要失效形式是齿面点蚀，故可按齿面接触疲劳强度进行设计计算，按齿根弯曲疲劳强度校核。

2）硬齿面（>350HBS）或铸铁齿轮，由于抗点蚀能力较高，轮齿折断的可能性较大，故可按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，按齿面接触疲劳强度校核。对于开式齿轮传动：齿