武漢理工機械設計總復習

第一章機械設計總論

一.主要內容、重點及難點1.主要內容（1）機械設計概述（2）機械設計的基本要求和一般程序（3）機械零件的工作能力和計算準則（4）機械零件的強度（5）機械設計中的摩擦、磨損和潤滑問題2.重點及難點機械零件的工作能力和計算準則機械零件的強度重點難點:機械零件的疲勞強度計算二.要點分析（二）幾個基本概念(易混淆)（1）構件、零件構件：組成機構的基本運動單元稱為構件，如連桿等。構件可由一個或多個零件組成。零件：組成機器的基本制造單元稱為零件，如齒輪。（2）機構、機器機構：具有確定相對運動規(guī)律的構件組合體，它的功能是傳遞、交換運動和力。機器：由機構組成的裝置，如內燃機是由連桿機構、凸輪機構、齒輪機構等組成，它的功能是交換機械能或作機械功或傳遞物料、信息。(一)機械的組成典型機構機械零部件控制操作系統(tǒng)專用零件通用零件（三）機械零件的強度1.載荷和應力（1）靜載荷、變載荷靜載荷：大小和方向不隨時間變化或變化緩慢的載荷，如物體的自重，鍋爐壓力等。變載荷：大小和方向隨時間周期性變化的載荷，如往復式動力機械的零件受周期性變載荷，汽車、拖拉機的行駛部分受非周期性變載荷。（2）工作載荷、名義載荷、計算載荷工作載荷：機械正常工作時零件上所受的真實載荷為工作載荷，一般由實測的方法得到。名義載荷：由理論方法計算出的作用在零件上的載荷稱為名義載荷。如名義轉矩：

計算載荷：名義載荷與載荷系數的乘積，載荷系數主要考慮由于外部因素（如原動機動力參數的變化和工作機工作阻力的變化）引起過載或由于內部原因（機械系統(tǒng)的振動、載荷分布不均等）引起的附加動載荷。強度計算時一般用計算載荷代替工作載荷。（3）靜應力、變應力靜應力：不隨時間變化或變化緩慢的應力稱為靜應力，一般由靜載荷產生。變應力：隨時間變化的應力稱為變應力，一般由變載荷產生，亦可由靜載荷產生。（4）穩(wěn)定循環(huán)變應力、不穩(wěn)定循環(huán)變應力、隨機變應力穩(wěn)定循環(huán)變應力：應力幅和平均應力為常數的周期性變化應力。不穩(wěn)定循環(huán)變應力：、其中之一不為常數的周期性變化的應力。隨機變應力：隨機變化的應力。2.穩(wěn)定變應力的基本類型（1）一般循環(huán)變應力r=σmin/σmaxσmaxσmσaσatσσmin應用實例：同時受軸向力和徑向力作用的軸，軸向力產生平均應力和徑向力產生的彎曲變應力疊加。持久極限為（2）對稱循環(huán)變應力r=-1（3）脈動循環(huán)變應力r=0（4）靜應力r=1持久極限為持久極限為持久極限為應用實例：受徑向力作用的軸，徑向力產生彎曲變應力。應用實例：齒輪傳動嚙合的接觸應力或單向轉動齒輪的齒根彎曲應力。應用實例：靜力拉桿。注：按絕對值大小區(qū)分，各自帶符號，正值表示拉應力，負值表示壓應力。表示循環(huán)應力中的不變部分；表示循環(huán)應力中的變化部分；r表示變應力的不對稱程度。a）靜應力：γ=+1變應力特例b）非對稱循環(huán)變應力γ

在（+1～-1）間變化σmaxσmσminσaσatσσtσ=常數c）對稱循環(huán)變應力γ=-1σtσaσmaxσmind）脈動循環(huán)變應力γ=0σtσaσaσmaxσmσmax3.機械零件的疲勞極限及其確定機械零件的疲勞強度取決于應力循環(huán)特性r、應力循環(huán)次數N、材料的持久疲勞極限、零件的形狀、尺寸大小、表面狀態(tài)等因素。無限壽命區(qū)有限壽命區(qū)N0σγN1N1σγN2N2N0σγσγσγNNσγ(1)—

N疲勞曲線有限壽命區(qū)間內循環(huán)次數N與疲勞極限σrN的關系為：用疲勞曲線求取疲勞極限σγN的方法有限壽命區(qū)（N＜N0):無限壽命區(qū)（N≥N0）

疲勞極限：σγN=σγ，

kN=1N=60n

th

ɑ(2)零件的簡化極限應力線圖等效系數A′D′G′C—材料的簡化極限應力線圖；ADGC—零件的簡化極限應力線圖；MNN′M′當工作點N在OAG工作區(qū)時，聯立ON′和AG的直線方程可得零件的極限應力：當工作點M在OGC區(qū)域時，零件的極限應力為：(3)疲勞強度的計算當工作點N在OAG工作區(qū)時單向應力狀態(tài)下的安全系數當工作點M在OGC工作區(qū)時復雜應力狀態(tài)下的安全系數(三）機械零件的工作能力和計算準則1.機械設計的基本要求（價廉物美、安全可靠）(1)實現預定的功能要求；（2）可靠性和安全性要求；（3）市場需求和經濟性要求；（4）機械零部件結構設計的要求；（5）工藝性及標準化、系列化、通用化要求；（6）其他特殊要求。過大彈性變形——零件的剛度不夠引起塑性變形——工作應力超過材料的屈服極限σS引起變形疲勞斷裂——工作應力超過零件的疲勞極限σr引起過載斷裂——工作應力超過材料的強度極限σB引起斷裂壓潰、過度磨損——零件接觸表面上的壓應力p過大膠

合——

零件工作溫升△t過高引起表面疲勞損壞——零件表面接觸應力σH過大引起表面失效3.機械零件的主要失效形式2.機械零件的工作能力零件的工作能力是指在一定的運動、載荷和環(huán)境情況下，在預定的使用期限內，不發(fā)生失效的安全工作限度。4.機械零件的計算準則(1)強度準則(2)剛度準則

—

針對過大彈性變形

提高剛度的措施：增大或改變截面形狀尺寸以增大截面慣性矩；減小支承間的跨距；合理增加加強筋。(3)耐磨性準則

—

針對過度磨損、膠合破壞(4)振動和噪聲準則

—

針對高速機械的振動失穩(wěn)（即共振）(四）機械設計中的摩擦、磨損和潤滑1.機械零部件中的摩擦按摩擦副之間的狀態(tài)分干摩擦邊界摩擦液體摩擦混合摩擦指零件在載荷作用下抵抗斷裂、塑性變形及表面疲勞失效的能力。2.機械零部件中的摩損摩損過程跑合摩損階段（初期磨損階段）穩(wěn)定摩損階段（正常磨損階段）劇烈摩損階段（耗損磨損階段）摩損的基本類型（按機理分）粘著摩損磨料磨損接觸疲勞磨損腐蝕磨損3.防止或減小摩損的主要方法（1）選擇合適的潤滑劑和潤滑方法，用液體摩擦代替邊界摩擦；（2）按零部件的主要磨損類型合理選擇材料；（3)合理選擇熱處理和表面處理方法；(4)適當降低表面粗糙度值可提高接觸疲勞磨損零部件的耐磨性；（5）用滾動摩擦代替滑動摩擦，可減少磨損；（6）正確的結構設計，使應力均勻分布；（7）正確維護、使用，科學管理。4.機械零部件中的潤滑潤滑方式流體動力潤滑流體靜力潤滑邊界潤滑潤滑油的性能指標：粘度、動力粘度、運動粘度影響潤滑油粘度的主要因素：溫度、壓力選用原則：載荷大、溫度高的軸承，宜選用粘度大的油；載荷小、轉速高的軸承，宜選用粘度小的油；第5章齒輪傳動一.主要內容二.重點及難點（1）齒輪傳動的受力分析及載荷計算（2）齒輪傳動的失效形式、設計準則、強度計算及參數選擇；重點（1）齒輪傳動的失效形式及設計準則；（2）齒輪傳動的受力分析及載荷計算；（3）強度計算、許用應力的確定及參數選擇；難點（1）斜齒輪軸向力方向的判定及各分力大小的計算；（2）強度計算中許用應力的確定及參數選擇；輪齒折斷齒面損傷疲勞點蝕磨損膠合塑性變形三.要點分析（一）齒輪傳動失效形式及計算準則、材料選擇1.失效形式閉式齒輪傳動，當一對齒輪或一輪齒為軟齒面時，輪齒的主要損傷形式是齒面疲勞點蝕，也可能發(fā)生輪齒折斷及其他失效形式，故應按接觸疲勞強度的設計公式確定主要尺寸，然后校核彎曲疲勞強度。若一對齒輪均為硬齒面時，輪齒的主要失效形式可能是輪齒折斷，也可能發(fā)生點蝕、膠合等失效，則應按彎曲疲勞強度的設計公式確定模數，然后校核接觸疲勞強度。開式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面磨損，但往往又因輪齒磨薄后而發(fā)生折斷，故仍按輪齒齒根彎曲疲勞強度設計，但適當降低（20%）許用應力以考慮磨損的影響。

2.計算準則輪齒齒面—

有足夠的硬度和耐磨性，有利于提高齒面抗點蝕、膠合、磨損及塑性變形的能力；輪齒芯部—

有足夠的抗彎曲強度及沖擊韌性；齒輪加工及熱處理性能好；非金屬材料—

夾布膠木、塑料…用于高速、小功率、精度不高或要求低噪聲的齒輪中碳鋼—45、50鋼…中碳合金鋼—40Cr、35SiMn低碳合金鋼—20Cr、20SiMnTiZG310-570、ZG340-640…用于尺寸大齒輪灰鑄鐵—

HT250、HT300…球墨鑄鐵—

QT500-5、QT600-2鑄鋼—鍛鋼鑄鐵中小尺寸齒輪低速輕載、尺寸要求不嚴的開式齒輪3.材料選擇常用材料（二）齒輪傳動受力分析——重點O2O1Fa2Ft1Fr1Ft2Fr2Fa1n2n1斜齒圓柱齒輪直齒圓柱齒輪直齒錐齒輪圓周力Ft徑向力Fr圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa圓周力Ft徑向力Fr軸向力FaFr1

Fr2Ft2Ft1n1n2n1n2Fr2Fa2Fa1Ft2Ft1Fr1各力方向判定

圓周力Ft

主動輪——受阻力，Ft1與力作用點線速度的方向相反；從動輪——受驅動力，Ft2與力作用點線速度的方向相同徑向力Fr—

分別指向各自的輪心斜齒輪傳動——用“主動輪左、右手定則”來判斷軸向力Fa錐齒輪傳動——分別指向各輪輪齒的大端Ft1=-Ft2Fr1=-Fr2Ft1=-Ft2Fr1=-Fr2Fa1=-Fa2Ft1=-Ft2Fr1=-Fa2Fa1=-Fr2

（二）齒輪傳動受力分析——重點斜齒圓柱齒輪直齒圓柱齒輪直齒錐齒輪圓周力Ft徑向力Fr圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa圓周力Ft徑向力Fr軸向力Fa法向力Fn（三）齒輪傳動的參數選擇——重點齒數Z1閉式軟齒面齒輪——Z1=20～40閉式硬齒面齒輪——Z1=17～25開式齒輪——Z1=17～20模數m——

在滿足齒根彎曲強度要求的前提下，盡可能取小些，對于動力傳動齒輪必須使m≥1.5mm；對開式齒輪傳動，只按彎曲強度設計，將計算求得的模數增大10%~15%。z2=iZ1——圓為整數齒寬系數圓柱齒輪錐齒輪=0.25

～0.3斜齒輪的螺旋角β——一般取β=

8°

～20°，最佳

β=

10°

～15°，

βmax≤

25°

當齒輪制造、安裝精度高，軸和支承的剛度大，齒輪對稱于軸承布置時，齒寬系數取大值，反之取小值。

許用應力的確定許用彎曲應力бFP—

齒面許用接觸應力бHP

—（四）齒輪強度計算1.直齒圓柱齒輪的強度計算齒根彎曲強度計算設計公式校核公式齒面接觸疲勞強度校核公式設計公式齒數、模數、齒寬系數對強度的分析齒根彎曲強度計算設計公式校核公式齒面接觸疲勞強度校核公式設計公式2.斜齒圓柱齒輪的強度計算齒根彎曲強度計算設計公式校核公式齒面接觸疲勞強度校核公式設計公式3.直齒圓錐齒輪的強度計算一.主要內容二.重點及難點（1）蝸桿傳動的類型、特點及應用，蝸桿傳動的主要參數及其選擇原則；（2）蝸桿傳動的失效形式、材料選擇及受力分析；（3）普通蝸桿傳動的強度計算及蝸桿的剛度計算；（4）蝸桿傳動的效率、潤滑及熱平衡計算。重點（1）蝸桿傳動主要參數選擇及幾何尺寸計算；（2）蝸桿分度圓直徑與直徑系數q；（3）蝸桿傳動的受力分析；（4）蝸桿傳動強度、效率及熱平衡計算；難點（1）蝸桿傳動正確嚙合條件及變位特點；（2）蝸桿、蝸輪各力之間關系，蝸桿軸向力方向及蝸輪轉動方向的判斷；第6章蝸桿傳動設計一.蝸桿傳動類型及特點類型圓柱蝸桿傳動普通圓柱蝸桿傳動圓弧圓柱蝸桿傳動環(huán)面蝸桿傳動錐面蝸桿傳動1.阿基米德圓柱蝸桿（ZA蝸桿）2.漸開線圓柱蝸桿（ZI蝸桿）3.法向直廓圓柱蝸桿（ZN蝸桿）4.

錐面包絡圓柱蝸桿（ZK蝸桿）國標推薦采用圓環(huán)面包絡圓柱蝸桿軸向圓弧齒圓柱蝸桿三.要點分析（一）蝸桿傳動的類型（二）蝸桿傳動的主要參數及幾何關系1.蝸桿傳動的正確嚙合條件2.蝸桿分度圓直徑(又稱中圓直徑)

d1和直徑系數q

（1）蝸桿軸向模數mx1=蝸輪端面模數mt2=標準模數m（2）蝸桿軸向壓力角x1=蝸輪端面壓力角t2=標準壓力角=20o（3）蝸桿分度圓導程角1=蝸輪的螺旋角2，且螺旋線方向相同，同為左旋或同為右旋在蝸桿傳動的中間平面內，蝸桿與蝸輪的嚙合相對于漸開線斜齒輪與直齒條的嚙合，因為兩軸線交錯角∑=90?時，故其正確嚙合條件為：蝸桿傳動中，為了保證蝸桿與蝸輪的正確嚙合，常用與蝸桿具有同樣參數的蝸輪滾刀來加工與其配對的蝸輪。為了減少蝸輪滾刀的數目，為便于蝸輪滾刀的標準化，規(guī)定蝸桿直徑d1為標準值，且與m搭配。d1與m的比值稱為蝸桿直徑系數，用q表示，即：∵d1=qm

≠Z1m蝸桿分度圓導程角——蝸桿輪齒的切線與其端面之間的夾角導程（同一條螺旋線上相鄰兩齒同側齒廓之間的軸向距離）

：pz=z1px蝸桿軸向齒距（相鄰兩齒同側齒廓之間的軸向距離）：px=m，效率高，330的蝸桿具有自鎖性。d1導程pzpxd1d1γγ導程角與導程的關系

導程角：pxtan=====pzd1z1pxd1z1md1z1mqmz1q3.蝸桿頭數z1和與蝸桿分度圓導程角

z1=1~4η嚙=tan/tan（+ρv）====4.蝸桿傳動的傳動比及中心距

i==n2z1n1z2d1d2≠∵d1=qm

≠Z1m（三）蝸桿傳動的變位特點蝸桿傳動變位目的湊中心距湊傳動比由于加工蝸輪的滾刀形狀和尺寸要與蝸桿的齒廓形狀和尺寸相同，因此蝸桿傳動只能對蝸輪進行變位，即變位只改變蝸輪的尺寸，而蝸桿的尺寸保持不變。變位后的蝸輪與蝸桿嚙合傳動時，蝸桿的分度圓不重合于節(jié)圓，蝸輪的分度圓與節(jié)圓重合。(四)蝸桿傳動的受力分析1.力的大小n1n2Fa2Ft2Fr2Fa1Ft1Fr1圓周力徑向力蝸桿上與轉向相反蝸輪上與轉向相同和指向各自的輪心軸向力：

左旋蝸桿用左手法則右旋蝸桿用右手法則蝸桿上用左右手法則判定

2.

力的方向(五)蝸桿傳動的失效形式及強度計算特點1.蝸桿傳動的失效形式蝸輪相當于斜齒輪，通常蝸輪齒輪為青銅或鑄鐵，其機械強度比鋼制蝸桿低，故閉式蝸桿傳動的主要失效形式為蝸輪齒面疲勞點蝕及齒面膠合。開式蝸桿傳動的主要失效形式——蝸輪輪齒的磨損。

彈性系數

銅或鑄鐵蝸輪與鋼蝸桿組合時

校核式：設計式

：使用系數,

同齒輪1.齒面接觸強度2.蝸桿剛度（六）普通圓柱蝸桿傳動的設計計算（1）蝸桿傳動的失效一般發(fā)生在蝸輪上，只對蝸輪輪齒進行強度計算，蝸桿的強度按軸的強度進行計算，必要時校核蝸桿的剛度。（2）一般情況下，蝸輪輪齒很少發(fā)生彎曲疲勞折斷，故一般只計算蝸輪齒輪接觸疲勞強度，只有當蝸輪齒數z>80-120或為開式傳動時，才進行輪齒彎曲疲勞強度計算。2.強度計算特點（七）蝸桿傳動的效率及熱平衡計算

效率攪油損耗效率軸承效率輪齒嚙合效率η＝η１η２η３1.蝸桿傳動的總效率影響效率的因素：（1）導程角，則，因故q一定時，則↑↑↑↑（2）當量摩擦角，，則蝸輪齒輪：錫青銅取決于蝸桿齒面硬度>45HRC,

相對滑動速度，↑↑由于摩擦損耗全部轉化為熱量，在單位時間內發(fā)熱量式中，Ｐ為蝸桿傳遞的功率kW；η--蝸桿傳動的總效率。Q1=散熱量環(huán)境溫度一般取200工作溫度散熱面積計算式許用工作溫度、一般取600～700散熱面積散熱系數若為自然冷卻方式，則熱量從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中，其單位時間內的散熱量箱體的散熱系數，αｓ＝12～18W／(m２℃)，大值用于通風良好的環(huán)境熱平衡條件：Q1=Q22.蝸桿傳動的熱平衡計算若Ｔp超過允許值，可采取以下措施，以增加傳動的散熱能力：

①在箱體外壁增加散熱片，增大散熱面積A，加散熱片時，還應注意散熱片配置的方向要有利于熱傳導。

②在蝸桿軸端設置風扇(圖a)，進行人工通風，增大散熱系數，此時αs＝20～28W／(m2·℃)。③可在箱體油池中裝設蛇形冷卻管。

④采用壓力噴油循環(huán)潤滑。式中，a——中心距，mm第8章帶傳動一.主要內容二.重點及難點（1）帶傳動的類型、工作原理、優(yōu)缺點及其應用范圍；（2）帶與帶輪的結構；（3）摩擦型帶傳動的作用力分析、應力分析、彈性滑動、打滑和滑動率；（4）V帶傳動的失效形式、設計準則、設計方法和主要參數的選擇；（5）帶傳動的張緊方法和張緊裝置。重點（1）帶傳動的作用力分析、應力分析；（2）帶傳動的彈性滑動、打滑；（3）帶傳動的設計和主要參數的選擇；難點（1）帶傳動的應力分析；（2）帶傳動的彈性滑動、打滑；工作前：帶中各處均受一定的初拉力FO

O2O1F0F0F0F0緊邊∑Ff2-帶松邊∑Ff1-帶

O1O2n2T2F1F1F2F2T1

n1工作時：主動邊被進一步拉緊，拉力由F0增大到F1，稱為緊邊；另一邊拉力減少到F2，稱為松邊。

緊邊拉力與松邊拉力的差值稱為帶傳動的有效拉力Fe:Fe=F1一F2

=∑Ff三.要點分析（一）帶傳動的力與應力分析1.力的分析帶傳動工作時，有效拉力Fe與初拉力Fo、緊邊拉力F1、松邊拉力F2關系：F1+F2=

2FoF1-F2=

Fe帶在帶輪上即將打滑時：1）初拉力F0

——F0↑，正壓力↑，∑Ffmax↑，Felim↑

但F0↑↑，磨損加快，帶的壽命↓；2）小輪包角α1——α1↑，包圍弧↑，∑Ffmax↑，Felim↑α1大小取決于設計參數i、d1、d2及a；3）摩擦系數f——f↑，∑Ffmax↑，Felim↑，f取決于帶和帶輪的材料。影響Felim的因素帶傳動的極限有效拉力Felim為：為提高帶傳動的工作能力，防止打滑，可采用以下措施：（1）安裝時保證適當的張緊力；（2）增加帶與帶輪之間的摩擦力，選用鑄鐵帶輪；（3）增大包角α1。2.

帶的應力分析(2)拉應力緊邊拉應力：σ1=F1/A

MPa松邊拉應力：σ2=F2/A

MPa∵F1＞F2∴σ1＞σ2(3)彎曲應力

帶繞過小帶輪時：式中:E—帶的當量彎曲彈性模量；

y

—帶的最外層到中性層的距離；

dd2、dd1—大小帶輪節(jié)圓直徑。

(1)離心拉應力：σc=Fc/A=qv2/A

MPa——離心拉應力作用于帶的全長。

帶繞過大帶輪時：當傳動比i≠1時,∵

dd2

>dd1,∴

σb2<σb1

帶中應力分布情況σb2σ1σ2σb1α1

α2

n1n2σCσCσB=σC+σ2+σb1σC=σC+σ2+σb2σD=σC+σ1+σb2σmax=σA=σC+σ1+σb1Eσmax=σA=σC+σ1+σb1帶在工作中受到的應力是變化的，故易產生疲勞破壞，它是帶傳動的主要失效形式之一。帶相對2輪的滑動方向帶相對1輪的滑動方向α2CD（二）彈性滑動與打滑1.彈性滑動:是帶的彈性變形量的變化而引起帶與帶輪之間微量相對滑動的現象，稱為彈性滑動。ιδ1ιδ2vvn1n2α1AB產生彈性滑動的原因：（1）摩擦帶傳動是靠帶與帶輪之間的摩擦力傳動運動和動力；（2）松邊與緊邊存在拉力差；（3）帶是彈性體，可發(fā)生彈性變形。

1)降低傳動效率(V帶傳動效率η=0.91～0.96)，使帶與帶輪摩損增加和溫度升高。

彈性滑動對傳動的影響

2)使從動輪的圓周速度v2低于主動輪的圓周速度v1，即：v2<

v1。

從動輪圓周速度相對降低量稱為滑動率ε。滑動率ε：F↑則ε↑，正常工作時，ε=1%～2%3)傳動比不為常數即：≠常數2.打滑打滑——當傳遞的有效拉力達到極限值Felim時，過載引起的帶與小帶輪接面間將發(fā)生顯著的相對滑動。α2CDvvn1n2α1ABF1F1F2F2帶與帶輪2整個接觸弧上發(fā)生相對滑動帶與帶輪1整個接觸弧上發(fā)生相對滑動β1β2打滑的后果：（1）磨損加劇，壽命下降；（2）急劇發(fā)熱燒帶；（3）傳動失穩(wěn)，導致失效。3.彈性滑動與打滑的本質區(qū)別發(fā)生在帶和帶輪的全部接觸弧上；帶與帶輪之間有明顯的相對滑動。彈性滑動打滑是帶傳動正常工作時不可避免的固有特性；是帶傳動的失效形式，是可以而且應當避免的;只發(fā)生在帶離開帶輪前的那部分接觸弧上;帶與帶輪之間有微量相對滑動。α2CDα1BAn1β2β1彈性滑動打滑α2CDα1BAn1n2β2β11.選取小輪直徑d1要注意：（1）保證工作性能：d1≥dmin

，以免彎曲應力過大；（2）設計標準化：

d1取標準值；（3）滿足帶速要求：當n一定時，d1太小，導致帶速低，當帶的型號一定時，單根帶傳遞的功率小，帶的根數增多；d1太大，導致帶速高，帶中離心力增大，也會影響承載能力。（4）合理的傳動尺寸：但要求結構緊湊時，應在滿足傳動能力條件下選用直徑較小的帶輪；若結構尺寸不受限制，在合理的帶速范圍內可選用直徑較大的帶輪。

（三）V帶傳動主要參數選擇2.傳動中心距ɑOɑO↓↓：尺寸小，包角α1小，傳動能力降低，帶短，繞轉次數u=V/Ld↑，帶的疲勞壽命降低。ɑO↑↑：尺寸↑，帶的垂度↑，帶上下抖動加劇，傳動平穩(wěn)性↓對傳動影響推薦0.7(d1+d2)≤ɑO≤2(d1+d2)第9章鏈傳動一.主要內容二.重點及難點（1）鏈傳動的類型、工作原理、優(yōu)缺點及其應用范圍；（2）鏈與鏈輪的結構；（3）鏈傳動的運動特性分析；（4）鏈傳動的失效形式、設計準則、設計方法和主要參數的選擇；（5）鏈傳動的合理布置、潤滑和張緊方法。重點（1）鏈傳動的運動分析；（2）鏈傳動的失效形式及功率曲線；（3）鏈傳動的設計和主要參數的選擇；難點：鏈傳動的運動分析——多邊形效應；AVV1V1′BV2′VV2D

V1、V2可分解為沿鏈條前進方向的分速度V和垂直鏈條前進方向的分速度V1′、V2′。要點分析1.鏈傳動的運動特性分析

每嚙進一個鏈節(jié)時，鏈速變化情況相位角β變化：前進方向分速度：即：時而加速嚙進，時而減速嚙進垂直方向分速度：即：時而減速上升，時而加速下降鏈速V時快時慢，V′忽上忽下的變化，稱為多邊形效應。3.失效形式鉸鏈磨損

鏈板的疲勞破壞點蝕和多次沖擊破斷

銷軸與套筒的膠合過載拉斷2.多邊形效應對鏈傳動性能的影響（1）鏈傳動的瞬時傳動比不等于常數；（2）產生附加動載荷；4.鏈傳動計算準則

通常鏈輪的壽命為鏈壽命的2—3倍以上，故鏈傳動的承載能力以鏈的強度和壽命為依據。V≥0.6m/s鏈傳動：按由鉸鏈磨損，鏈板的疲勞破壞，滾子、套筒和銷軸沖擊破斷，銷軸與套筒的膠合限制的額定功率曲線設計；V<0.6m/s鏈傳動：主要失效為過載拉斷，按靜強度計算。開式鏈傳動——主要失效為磨損，進行磨損條件性計算，即：p[p]。閉式傳動(1)確定鏈輪齒數和速比

對使用壽命有很大影響。若小鏈輪齒數

Ｚ１↓｛5、鏈傳動主要參數的選擇

一般情況下，滾子鏈傳動小鏈輪最小齒數可選到Ｚ１min≥9，一般小鏈輪齒數可根據傳動比按表９-４選取。－運動速度的不均勻性和動載荷↑

－鏈節(jié)進入和退出嚙合時，相對轉角↑，鉸鏈磨損↑－沖擊和功率損耗↑

表9-４小鏈輪齒數Ｚ１鏈速Ｖ（m/s）0.6～33～8>8Z1≥17≥21≥25為了即保證鏈傳動有足夠的承載能力，又減小沖擊、振動和噪聲，設計時應盡量選用較小的鏈節(jié)距。

高速重載時，宜用小節(jié)距多排鏈；低速重載時，宜用大節(jié)距排數較少的鏈。

鏈條型號、鏈節(jié)距由Ｐ０和小鏈輪轉速n1由滾子鏈額定功率曲線確定。(3)確定中心距和鏈節(jié)數鏈節(jié)數↓，V一定，單位時間內每一鏈節(jié)的應力變化次數↑

→鏈的疲勞和磨損↑中心距a↓→中心距a↑→鏈節(jié)數↑

，吸振能力高，使用壽命↑中心距a↑↑→鏈發(fā)生顫抖現象(松邊上)運動平穩(wěn)性↓易脫鏈｛設計時如無結構上的特殊要求，一般可初定中心距a=(30～50)p。

但是Ｚ１↑↑→Ｚ２↑↑｛傳動尺寸和重量↑鏈條節(jié)距的伸長后發(fā)生脫鏈，使用壽命↓

從動輪齒數Ｚ２=iＺ１，通常Ｚ２max≤

120。鏈傳動速比通常i≤6，推薦i=2～4，但在v<3m/s，載荷平穩(wěn)外形尺寸不受限制時，imax＝10。為了磨損均勻，大小鏈論齒數互為質數(2)選擇型號，確定鏈節(jié)距和排數

鏈的尺寸、重量和承載能力↑運動不均勻性(多邊形效應)

↑

沖擊、振動和噪聲↑

｛p↑第11章螺紋連接一.主要內容二.重點及難點（1）螺紋基本知識，螺紋連接類型及螺紋連接件；（2）螺栓組連接的設計，包括螺栓組連接的結構設計、受力分析、單個螺栓連接的強度計算；（3）螺栓連接的預緊和放松，提高螺栓連接強度的措施。重點：螺栓組連接的受力分析及單個螺栓連接的強度計算；尤其是受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓連接的強度計算。難點：受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓連接總拉力F0的確定；多種受力狀態(tài)組合的螺栓組連接的設計計算。1.螺紋的類型、特點及應用場合三.要點分析左旋螺紋——自右下方向左上方繞行的螺紋右旋螺紋——自左下方向右上方繞行的螺紋(常用)外螺紋——在圓柱外表面上形成的螺紋，如螺栓、螺釘內螺紋——在圓柱空內壁上形成的螺紋，如螺母按螺紋牙的表面分類按螺紋繞行方向分類按螺紋牙的牙型分類:三角形螺紋：

牙型角α=60o，當量摩擦系數較大，自鎖性能好，主要用于連接。圓柱管螺紋—牙型角α=55o，用于壓力p≤1.57MPa的管子連接矩形螺紋——牙型角α=0o，當量摩擦系數小，效率高，用于傳動梯形螺紋——牙型角α=30o，牙根強度高，效率較高，易保證加工精度，廣泛用于傳動。鋸齒形螺紋—牙型斜角兩邊不相等，工作面β=3o,非工作面β=30o，效率較三角形螺紋高，只能用于單向傳動。單線螺紋——n=1，效率低，自鎖性好，易加工雙線螺紋——n=2，效率較n=1高三線螺紋——n=3，效率高，自鎖性差，難加工按螺紋線數分類3.螺紋連接的類型、特點及應用場合2.螺旋副的受力及自鎖條件矩形螺旋副的自鎖條件：

≤ρ非矩形螺旋副的自鎖條件：

≤ρv升角螺栓連接普通螺栓（即受拉螺栓）連接鉸制孔用螺栓（即受剪螺栓）連接雙頭螺柱連接:螺釘聯接:緊定螺釘連接:可用于傳遞不大的力及轉矩，多用于軸和軸上零件的連接。用于被連接件之一較厚的場合，不經常裝拆連接的場合。用于被連接件之一太厚不便穿孔，且需經常裝拆或結構上受限制不能采用螺栓連接的場合。

效率4.螺紋連接的預緊與防松

預緊的目的是提高連接的可靠性、剛性、緊密性和防松能力。對于普通螺栓連接，還可以提高疲勞強度；對于鉸制孔用螺栓連接，有利于增大接合面間的摩擦力，提高承載能力。預緊：工作之前將螺紋連接擰緊加預緊力F′。預緊的方法：憑手感經驗（不準確）；測力矩扳手；定力矩扳手；測定伸長量。防松的根本目的在于防止螺紋副間的相對轉動。摩擦防松：這類防松措施是使擰緊的螺紋之間不因外載荷變化而失去壓力，即始終有摩擦阻力防止連接松脫。這種方法不十分可靠，故多用于沖擊和振動不劇烈場合。彈簧墊圈，雙螺母，尼龍圈鎖緊螺母機械防松：利用各種止動零件，以阻止擰緊的螺紋零件產生相對轉動。這類防松方法相當可靠，應用很廣。槽形螺母和開口銷，止動墊圈，串聯鋼絲

粘合和破壞螺紋副防松防松方法5.螺栓連接的失效形式與計算準則6.提高螺栓連接強度的措施受拉螺栓（受軸向載荷或橫向載荷的普通螺栓）——主要破壞形式為螺栓桿和螺紋部分可能發(fā)生塑性變形或斷裂，其計算準則是：保證螺栓的靜力（或疲勞）拉伸強度。受剪螺栓（受橫向載荷的鉸制孔螺栓）——主要破壞形式為螺栓桿與孔壁間壓潰或螺栓桿被剪斷，計算準則應是保證連接的擠壓強度和螺栓的剪切強度，其中連接的擠壓強度對連接的可靠性起決定性的作用。（1）降低螺栓變載荷ΔF的變化范圍，減小螺栓的應力幅降低螺栓的剛度（增加螺栓的長度，采用空心螺栓、柔性螺栓）；或增加被連接件的剛度（采用金屬薄墊片或者o形密封圈）（2）改善螺紋牙間的載荷分布：采用懸置(均載)螺母和環(huán)槽螺母。制造較費工，用于重要的或大型的連接。（3）減小應力集中：增大過渡圓角；切制卸載槽；卸載過渡結構。（4）避免或減小附加應力：從結構、制造與裝配精度采取措施。（5）采用合理制造工藝：冷鐓頭部、滾壓螺紋；表面處理：氰化、氮化也能提高疲勞強度。7.螺栓組連接的受力分析受扭轉力矩（受剪螺栓）強度條件：受翻轉力矩第12章軸的設計

一.主要內容、重點及難點1.主要內容（1）軸的結構設計：軸結構設計的影響因素；軸結構設計的一般步驟。（2）軸的強度計算：①力學模型簡化；②軸上載荷及應力分析；③扭轉計算軸的強度，用于傳動軸的強度計算和轉軸的軸徑初算；④按彎扭合成強度計算，用于已知支撐點位置、載荷大小及作用點位置時，受彎、扭復合載荷作用的轉軸強度計算；⑤安全系數驗算，用于重要軸危險截面疲勞強度的安全系數計算。2.重點及難點重點：軸的結構設計、軸的強度設計；難點:軸的結構設計一.要點分析1.軸的分類按軸工作時受載情況心軸——只受彎矩M的軸傳動軸——只受扭矩T，或少量彎矩（軸自重引起）轉軸——既受彎矩，又受轉矩的軸12234456789102.軸的正確結構設計（軸上零件定位準確、固定可靠、裝拆方便，軸加工工藝性好)；—重點1.悶蓋無螺釘連接，無調整墊片或調整螺釘調整軸承間隙；2.軸肩過高，其高度大于軸承內圈高度的2/3,無法拆卸軸承；軸承用脂潤滑，而齒輪嚙合油飛濺到軸承上，無擋油板；3.軸上的鍵槽不在同一母線上；4.軸上齒輪兩端都用軸肩固定，無法裝配；齒輪改用套筒后，與齒輪配合的軸段長度應小于齒輪寬度2-3mm,以便于齒輪的軸向固定；5.過度配合零件的裝拆距離過長；6.透蓋上無密封；7.透蓋與軸不能直接接觸，應留有間隙；8.轉動零件與不轉動零件不能做相互定位；9.鍵槽過長；10.輪轂寬度應大于相配合的軸段長度。3.軸的強度計算（1）.扭轉強度條件（傳動軸、轉軸初算）校核式設計式（2）按彎曲強度計算（心軸強度計算）（3）按彎、扭合成強度計算——用于轉軸強度計算強度計算的前提條件：軸的結構設計初步完成，支點力點位置確定，支反力可求。轉軸危險截面上的應力狀態(tài)轉軸危險截面上的應力（根據第三強度理論），并考慮M、T兩者產生的應力循環(huán)特性γσ和γτ不同，通常γσ=－1，而一般γτ≠－1，考慮兩者差異的影響，將σc

進行修正，得彎曲應力：扭轉切應力：軸彎、扭合成強度條件為：軸受不變扭矩時，γT=+1，軸受脈動扭矩（有振動沖擊或頻繁啟動停車）γT=0，軸受對稱扭矩(頻繁雙向運轉)時，γT=-1，α—應力校正系數

轉矩的變化不清楚時按脈動循環(huán)處理

也可按彎、扭合成強度條件計算軸的直徑對于實心圓軸：mm1.按疲勞強度條件進行校核

在已知軸的外形、尺寸及載荷的情況下，可對軸的疲勞強度進行校核，軸的疲勞強度條件為：同時承受彎矩和扭矩的軸：

僅承受彎矩時：

僅承受扭矩時：

式中：4.安全系數校核—用于傳動軸、心軸和轉軸疲勞強度校核2.按靜強度條件進行校核

對于瞬時過載很大，或應力循環(huán)的不對稱性較為嚴重的軸，應當進行靜強度條件校核。軸的靜強度條件為：按軸承所能受的載荷方向或公稱接觸角的不同可分為以下幾種

ααα軸承類型公稱接觸角α向心軸承(主要承受徑向負荷FR)推力軸承(主要承受軸向負荷FA)徑向接觸向心角接觸推力角接觸軸向接觸α=0000<α≤450450<α<900α=900圖例第15章滾動軸承一．滾動軸承的類型及代號——重點1．滾動軸承的類型（1）軸承代號組成：由基本代號、前置代號和后置代號構成。軸承代號前置代號

后置代號

×××××

類型代號尺寸系列代號內徑代號向心軸承推力軸承直徑系列代號寬度系列代號高度系列代號結構形狀、尺寸公差技術要求

成套軸承分部件基本代號

3.滾動軸承的代號×××××

類型代號尺寸系列代號內徑代號向心軸承推力軸承直徑系列代號寬度系列代號高度系列代號（2）基本代號

圓錐滾子軸承:3推力球軸承:5深溝球軸承:6角接觸球軸承:7圓柱滾子軸承:N窄:0正常:1寬:2特低：7低：9正常：1（單向）正常：2（雙向）輕：2中：3重：4特寬：3特寬：4特寬：5特寬：6d<20mm的軸承d=10mm代號：00d=12mm代號：01d=15mm代號：02d=17mm代號：03d=20mm～480mm的軸承d為：22、28、32及d>500mm以上軸承代號：/內徑毫米表示特輕：0特輕：1調心球軸承

:1調心滾子軸承:2推力調心滾子軸承

:29滾針軸承:NA尺寸系列代號表示方法

直徑系列代號尺寸系列代號向心軸承寬度系列代號推力軸承高度系列代號0（窄）1（正常）2（寬）7（特低）9（低）1（正常）2（正常）2（輕）3（中）4（重）021222031323041424729212227393132374941424向心軸承中直徑系列正常寬度系列如：尺寸系列代號為：13雙向推力軸承輕直徑系列正常高度系列如：尺寸系列代號為：2222136（0）2

06

（/P0）3

32

15

E（/P0）公差等級為0級加強型（內部結構）軸承內徑d=75mm尺寸系列32,為特寬輕系列圓錐滾子軸承解答：軸承內徑d=30mm尺寸系列（0）2,為窄輕系列深溝球軸承公差等級為0級例10-1

試說明軸承代號6206、33215E、7312C及52412/P6的含義。公差等級分為/P2,/P4，/P5，/P6,/P6X和/P06個級別，依次從高到低，/P6X僅適用于圓錐滾子軸承，/P0為普通級，在軸承代號中不標出。7（0）3

12

C（/P0）5

14

10

/P6公差等級為6級軸承內徑d=50mm尺寸系列14,為正常高度、重系列單向推力球軸承軸承內徑d=60mm尺寸系列（0）3,為窄中系列角接觸球軸承公差等級為0級α=150二.滾動軸承的選擇承輕、中及較小波動載荷的場合——選球軸承承重及較大波動的載荷的場合——選滾子軸承根據軸承所受的載荷選載荷的大小、性質載荷的方向深溝軸承（6類）圓柱滾子軸承（N類）及滾針軸承（NA類）純徑向負荷可選用純軸向負荷——可選用推力軸承（5類）同時受徑向負荷和軸向負荷時徑向負荷為主——可用深溝球軸承（6類）徑向負荷，軸向負荷都很大角接觸球軸承（7類）圓錐滾子軸承（3類）可用推力調心滾子軸承（29類）也可用圓柱滾子N類（或深溝球軸承6類）與推力軸承（5類）聯合使用。軸向負荷很大徑向負荷較小1.類型選擇轉速較高、負荷較小或要求旋轉精度較高時——宜選用球軸承轉速較低、負荷較大或有沖擊載荷時——宜選用滾子軸承根據軸承轉速選擇極限轉速nlim是載荷P0.1C（C為基本額定動載荷），冷卻正常，0級公差時軸承的最大允許轉速。對高轉速的軸承：1.優(yōu)先選用球軸承（潤滑的阻力）2.輕系列軸承優(yōu)于中、重系列（離心力）3.實體保持架優(yōu)于沖壓保持架（易形成油膜減小摩擦）4.提高公差等級、改善潤滑條件等根據調心性能的要求選擇當兩軸承座孔同心度難以保證，或軸受載后撓曲變形較大時，應選用調心球軸承或調心滾子軸承。2~3°8′~16′2′~4′根據安裝和拆卸方便要求選擇一般，球軸承價格最低，滾子軸承比球軸承價格高。軸承精度愈高，則價格愈高，選擇軸承時，在滿足工作要求的前提下，應使成本最低。當軸承座不是剖分式而必須沿軸向安裝和拆卸軸承時，應優(yōu)先選用內外圈可分離的軸承。如圓錐滾子軸承，圓柱滾子軸承?？紤]經濟性圓柱滾子軸承深溝球軸承角接觸球軸承調心滾子軸承調心球軸承圓錐滾子軸承推力調心滾子軸承疲勞點蝕（1）失效形式塑性變形磨損2.型號（尺寸）選擇——重點（2）計算準則對一般工作條件下的回轉滾動軸承——經常發(fā)生點蝕，主要進行壽命計算，必要時進行靜強度校核；對于不轉動、擺動或轉速低（n≦10r/min）的軸承，要求控制塑性變形，只需進行靜強度計算；對于高速軸承——由于發(fā)熱而造成的粘著磨損、燒傷常常是突出的矛盾，除進行壽命計算外，還需校驗極限轉速。（3）軸承壽命基本公式修正公式(4)當量動載荷的計算含義：當量動載荷是一種考慮徑向載荷與軸向載荷雙重影響，經換算后的假想載荷。其效果與某一個基本額定動載荷相當。計算公式：P=fP（XFR+Y

FA）X----徑向動載荷系數；

Y----軸向動載荷系數。(表15-10)向心軸承：P=fPFR推力軸承：P=fPFAfP----沖擊載荷系數（表15-11）

根據軸承型號、、軸向載荷影響系數e查表15-10。(5)、角接觸球軸承(7類)和圓錐滾子（3類）的軸向力計算—難點內部軸向力的計算當角接觸球軸承和圓錐滾子軸承承受徑向載荷FR時，由于存在接觸角α，將派生出內部軸向力作用于軸上。FsFs表15-12角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的內部軸向力Fs=1.1FRFs=0.7FRFs=0.5FRFs=FR／(2Y)70000B(a=40o)70000AC(a=25o)70000C(a=15o)角接觸球軸承圓錐滾子軸承角接觸軸承的內部軸向力，其方向視正、反裝情況而定。正裝（面對面）反裝（背對背）FrFaFaFrFR1FR2FS1FS2軸承的受力分析FaFS1FS2FaFS1FS2FR1FR2FS1FS2計算軸承的當量動載荷P=fP（XFR+Y

FA）FR：根據力的平衡條件,求出FR1

和FR2

FA：考慮軸向外載荷Fa，

同時還要考慮由FR1

和FR2

引起的派生軸向力FS1和FS2

3、角接觸球軸承的軸向載荷FA(難點)F

A1=Fs1F

A1=Fs2±

Fa取大值F

A2=Fs2FA2=Fs1

±

Fa取大值Fs1和Fs2與Fa的合力方向相同時取+，否則取-；三．滾動軸承部件組合設計（包括軸承內外圈固定、間隙調整、軸承配合、軸承裝拆、潤滑與密封等）——

重點例一（1）缺調整墊片；（2）軸承蓋（靜止件）不應與轉軸（轉動件）接觸；（3）該軸段不應選軸套定位，應設計軸肩；（4）套筒外徑較大，應低于軸承內圈的2/3;（5）該軸段太長，不能保證定位；（6）軸端擋圈不能與軸端接觸，要保證軸端擋圈擋住錐齒輪；（7）套杯右面的孔徑太小，軸承外圈無法拆卸；（8）套杯外圈中間部分直徑可小些，以減少精加工面；（9）套杯內圈中間部分直徑可大些，以減少精加工面；例二（1）右軸承內圈右端面是固定面，可用圓螺母加帶翅墊圈，螺紋外徑略小于軸承內徑；（2）軸段的精加工面太長；（3）軸承蓋（靜止件）不應與轉軸（轉動件）接觸，且應有密封氈圈；（4）該軸段用于兩軸承內圈的定位，其直徑應小于軸承內圈的直徑；（5）兩軸承外圈之間的套筒內徑應小于軸承外徑，形成軸承外圈定位