现代机械设计方法考试复习总结

第一篇：现代机械设计方法考试复习总结

1、TRIZ一般方法：首先、将需要解决的特殊问题加以定义、明确；然后根据TRIZ理论提供的方法，将需要解决的特殊问题转化为类似的标准问题，而针对类似的标准问题总结、归纳出类似的标准解决方法；最后，依据类似的标准解决方法就可以解决用户需要的特特殊题了。

2、物理冲突：为了实现某种功能，一个子系统或元件应具有一种特性，但同时出现了与该特性相反的特性

3、物理冲突的解决原理：a、空间分离原理；b、时间分离原理；c、基于条件的分离原理；d、整体与部分的分离原理

4、冲突的分类：管理冲突、物理冲突、技术冲突；定义：是指一个作用同时导致有用及有害两种结果，也可指有用作用的引入或有害效应的消除导致一个或几个子系统或系统变坏。

5、技术冲突与物理冲突的区别：技术冲突总是设计两个基本参数A与B，当A得到改善时，B标的更差。物理冲突仅涉及系统中的一个子系统或部件，而对该子系统或部件提出来相反的要求。往往技术冲突的存在隐含着物理冲突的存在，有时物理冲突的解比技术冲突的解更容易获得。

6、技术的阶段：新发明、技术改进、技术成熟；或者婴儿期、成长期、成熟期、退出期。

7、负向参数：指这些参数（39个通用工程参数）变大时，使系统或子系统的性能变差。

8、应用进化模式与进化路线的过程为：根据已有的结构特点选择一种或几种进化模式，然后从每种模式中选择一种或几种进化路线，从进化路线红确定新的核心技术可能的结构状态。

9、有限元常用的单元类型：a、杆状单元；b、平面单元；c、薄板弯曲单元和薄壳单元；d、多面体单元；e、等参数单元；f、轴对称单元

10、弹性力学的基本假设：a、假设物体是连续的b、假设物体是完全弹性的c、假设物体是均匀的d、假设物体时各项同性的e、假设位移和变形是微小的f、假设物体内无初始应力

11、体力：是分布在物体体积内的力

12、减小解体规模的常用措施：a、对称性和反对性b、周期性条件c、降维处理和几何简化d、子结构技术e、线性近似化f、多工况载荷的合并处理

13、梯度两个性质：a、梯度向量▽f（X（k））与过点X（k）的等值线的切线正交b、负梯度向量—▽f（X（k））方向是函数在点X（k）处的最速下降方向

14、可靠性分配的原则：a、技术水平b、复杂程度c、重要程度d、任务情况

15、弹性力学的基本方程：a、平衡微分方程；b、几何方程；c、物理方程

16、平面问题的基础理论：a、平面应力问题（几何形状特征、载荷特征）；b、平面应力问题（几何形状特征、载荷特征）

17、几何简化；a、子结构技术；b、线性近似化；c、多工况载荷的合并处理

18、优化设计的数学模型包含的的部分：a、设计变量与设计空间、b、目标函数；c、约束方程；优化设计的数学模型：a、无约束优化问题的数学模型一般形式：minf（X）X属于R的n次方 ；b、约束优化问题的数学模型：minf（X）属于D属于R的n次方。

19、优化计算机的迭代终止准则：a、点距准则；b、函数下降量准则；c、梯度准则

20、黄金分割法搜索的一般过程：a、给出初始搜索区间（a，b）及收敛精度ε,将λ赋以0.68。b、按插入点计算公式 α1=b-λ（b-a）、α2=a+λ（b-a）计算α

1、α2，并计算其对应的函数值f（α1）、f（α2）。c、根据黄金分割法的区间消去法原则缩短搜索区间。为了能用原来的插入点计算公式，需要进行区间名称的代换，并在保留区间中计算一个新的插入及其函数值。d、检查区间是否缩短到足够小和函数值收敛到足够近，如果条件不满则返回到步骤2。e、如果条件满足，则取最后两插入点的平均值作为极小点数值近似值。

21、可靠性分配的原则：a、技术水平对技术成熟的零件，能够保证实现较高的可靠性，或预期投入使用时可靠性可有把握地增长到较高水平，则可分配给较高的可靠度；b、复杂程度对简单的零件，组成该零件的零部件数量较少，组装容易或故障后易于修复，则可分配给较高的可靠度；c、重要程度对重要的零件，该零件失效将产生严重的后果，或该零件失效常会导致全系统失效，则应分配给较高的可靠度；d、任务情况对整个任务时间内均需连续工作以及工作条件严酷，难以保证很高可靠度性的零件，则应分配给较低的可靠度。

22、可靠性分配方法：a、等分配法；b、再分配法；c、比例分配法；d、综合评分分配法

23、平均寿命：对于不可修复产品指产品从开始使用到失效这段时间有效工作时间的平均值；对于可修复产品指平均无故障工作时间。

24、可靠性指标：a、平均寿命；b、寿命方差与标准差；c、可靠寿命与中位寿命；d、维修度；e、有效度

25、中位寿命：指按由小到大排列时位于中间位置的产品的寿命；

26、维修度：对可维修的产品在发生故障后在规定的条件下和规定的时间内完成修复的概率。

27、有效度：指可维修的产品在规定的条件下使用时，在某时刻具有或维持其功能的概率。

第二篇：现代机械设计方法专题(一)

2012级研究生现代设计方法课程提纲

（一）现代设计方法概论 现代设计概论

（理解现代设计和传统设计）

现代设计与传统设计的区别、特点和联系

传统的机电产品设计：一种以强度和低压控制为中心的安全系数设计、经验设计、类比设计和机电分离设计。

现代机电产品设计：在强调创造性，注意产品整体功能基础上以现代设计方法和计算机技术为根据的机电一体化系统设计。

1，产品设计概论

产品设计的四种类型：开发性设计（创新）、改进性设计、系列化设计、测绘与仿真（各种类型的现代特点）

设计的原则：创新原则、可靠性原则、效益原则、审核原则

（设计原则的内涵）

产品设计的设计阶段：产品规划阶段、方案设计阶段、技术设计阶段、施工设计阶段（其中：产品规划阶段、方案设计阶段现代设计的特征是解决方法论的问题，而技术设计阶段、施工设计阶段则更侧重于技术方法和手段）

2，市场调查和可行性分析

对产品设计而言：

市场调查：

（1）市场调查的目的（2）市场调查的内容

（3）调查方法

（4）预测技术

可行性研究――形成可行性研究报告，其内容：

（1）设计项目的必要性

（2）产品目前国内外现状和水平

（3）确定产品的技术规格、性能参数和约束条件

（4）产品的技术关键和解决途经

（5）预期达到的技术、经济、社会效益

（6）预期投资费用及项目进度、期限

3，产品设计任务书

经市场调查和可行性分析后，制定产品设计任务书，任务书主要内容：

（1）立项概况：项目名称、设计单位、主要设计者、起止时间和设计费用等

（2）产品设计要求：功能、适用性、性能、制造工艺、可靠性、使用寿命、成本、安全

性以及包装运输等方面的要求。

参考资料黄春颖.工程设计方法.北京：中国科学技术出版社，1989黄春颖主编.设计方法学.北京：机械工业出版社，1992Pahl G，Beitz W.Konstruktionslehre.2 Auf.Berlin：Springer Verlag，1986黄靖远.机械设计学.北京：机械工业出版社，1999

要求：阅读有关资料，整理设计前期的过程与步骤，准确理解和把握设计的方法论和设计技术。

第三篇：现代机械设计方法课程教学大纲-2015-5-26

现代机械设计方法课程教学大纲

第1章 现代机械设计概述 1.1 现代机械设计与传统机械设计 1.2 现代机械设计特点 1.3 现代机械设计研究概况 第2章 现代机械创新设计 2.1 创新设计特点 2.2 创新设计类型 2.3 创新设计方法 第3章 现代机械并行设计

3.1 并行设计概念产生的背景和过程 3.2 并行设计的技术特征 3.3 并行设计中的关键技术 3.4 并行设计的技术经济效益 第4章 现代机械系统设计 4.1 系统设计的概念 4.2 系统设计的方法和步骤 4.3 机械系统设计 4.3.1 机械系统设计的任务

4.3.2 机械系统的方案设计与总体设计 4.3.3 机械系统的总体布置 4.4 系统设计的展望 第5章 现代机械功能设计 5.1 功能设计的概念 5.2 功能设计的步骤 5.3 功能分析 5.3.1 功能分解 5.3.2 功能结构的建立 5.4 寻求作用原理 5.4.1 寻求物理效应 5.4.2 寻求功能载体

5.4.3 寻求作用原理的常用方法 5.4.4 组合作用原理及形成原理解答方案 5.4.5 系统原理解答方案的评价和决策 第6章 现代机械模块化设计 6.1 模块化设计的基本概念和方法 6.2 模块化系统的分类 6.3 模块化设计的步骤 6.4 模块化设计的关键 6.5 模块化设计的现状与趋势 第7章 现代机械模糊设计 7.1 事物的模糊性 7.2 模糊设计的研究内容 7.3 机械模糊设计的特点 7.4 模糊设计的理论基础 7.5 模糊优化设计 7.6 模糊概率设计 7.7 模糊聚类分析

第8章 现代机械虚拟样机设计 8.1 虚拟样机设计的理论基础 8.2 虚拟样机模型的创建方法 8.3 测试虚拟样机模型 8.4 验证虚拟样机模型 8.5 细化虚拟样机模型 8.6 迭代虚拟样机模型 8.7 优化设计 8.8 定制界面

第9章 现代机械稳健设计 9.1 稳健设计的基本概念 9.2 稳健设计的一般步骤 9.3 稳健设计方法 9.3.1 损失模型法 9.3.2 响应面模型法 9.3.3 工程模型法

第10章 现代机械绿色设计 10.1 环境污染对产品设计的挑战 10.2 绿色产品设计的基本概念 10.3 绿色产品设计的关键技术 10.3.1 面向再生的设计方法 10.3.2 面向拆卸的设计方法 10.3.3 面向生命周期的评估

第11章 现代机械传动装置失效分析及案例研究 11.1失效分析的基本知识 11.2轴的失效分析 11.3齿轮的失效分析 11.4轴承的失效分析 11.5整机损坏的失效分析 第12章 其他设计方法 12.1计算机辅助设计 12.2智能设计 12.3表面设计 12.4动态设计 12.5工业设计

第四篇：机械设计复习整理

1.对机器的主要要求？使用功能要求、经济性要求、劳动保护和环境保护要求、寿命与可

靠性的要求

2.机械零件的主要失效形式？ 整体断裂、过大的残余变形、零件的表面破坏、破坏正常

工作环境引起的破坏

3.设计机械零件时应满足的基本条件是？1】避免在寿命期内失效的要求2】结构工艺性要

求2】经济性要求4】质量小的要求5】可靠性要求

4.机械零件的设计准则？1】强度准则2】刚度准则3】寿命准则4】震动稳定性准则5】

可靠性准则

5.常规设计方法-----理论设计、经验设计、模型试验设计

6.设计步骤：选择零件类型结构-----计算零件上的载荷-----确定计算准则-----选择零件材料

-----确定零件的基本尺寸------结构设计-----校核计算-----画出零件工作图

7.摩擦的几种方式----干摩擦、边界摩擦、混合摩擦、流体摩擦

8.磨损的方式及过程--------粘附磨损、磨粒磨损、疲劳磨损、流体磨粒磨损和流体侵蚀磨

损、机械化学磨损、微动磨损

9.润滑油优劣评价方法-----粘度、润滑性、极压性、闪点、凝点、氧化稳定性

10.流体动力润滑必要条件：1】楔形空间2】保证流体又大口进入3】连续不断的供油

11.预紧的目的---在于增强连接的可靠性和紧密性，以防止受载后被连接件间出现缝隙或发

生相对滑移方法：借助测力矩扳手或定力矩扳手

12.带的弹性滑动和整体打滑有什么区别？ 1】在小带轮上，带的拉力从紧边拉力F1逐渐

降低到松边拉力F2，带的弹性变形量逐渐减少，因此带相对于小带轮向后退缩，使得带的速度低于小带轮的线速度v1；在大带轮上，带的拉力从松边拉力F2逐渐上升为紧边拉力F1，带的弹性变形量逐渐增加，带相对于大带轮向前伸长，使得带的速度高于大带轮的线速度v2。这种由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的微量滑动，成为带传动的弹性滑动。2】当总摩擦力增加到临界值时，弹性滑动的区域也就扩大到了整个接触弧。此时如果再增加带传动的功率，则带与带轮间就会发生显著地相对滑动，即整体打滑。打滑会加剧带的磨损，降低从动带轮的住宿，甚至使传动失效，故应极力避免这种情况发生。

13.链传动的失效形式----链的疲劳破坏、链条铰链的磨损、链条铰链的胶合、链条的静力破

坏。

14.齿轮传动的失效形式----齿轮折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形

15.提高齿轮抗折断能力---1】用增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根

应力集中2】增大轴及支承德刚性，使轮齿接触线上受载较为均匀3】采用合适的热处理方法使尺芯材料具有足够的韧性4】采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理

16.

第五篇：机械设计制造考试总结

蜗杆传动

蜗杆的分度圆直径：d1（d1= q·m）

失效形式：蜗轮磨损、胶合、点蚀；蜗杆刚度不足。

tanz1mz1m

d1d1中间平面 — 包含蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面

传动啮合效率η1 ： 蜗杆主动：1tan(v)tan蜗轮主动：1

tantan(v)v1 cos相对滑动速度：vs蜗杆传动的正确啮合条件：mx1mt2m 蜗杆直径系数：q = d1 / m q与导程角γ之关系：tgx1t212

z1px1z1mz1 d1d1q蜗杆头数 z1、蜗轮齿数 z2 及传动比 i

i = n1/n2 = z2/z1

z2 = i z1=28 ~ 100 当要求传动比大或要求自锁时，z1=1，但 z1 少，效率低

为避免根切或传递功率较大时，z1=2、4、6，z1 过多,制造困难 蜗杆传动中的作用力：Ft22T2Fa1 Fa1Ft2tanFt1 d2

Fr2FnsinnFt2tanFr1链传动

链传动的主要失效形式：

1、链条疲劳破坏

链的疲劳强度是决定链传动能力的主要因素

2、链的铰链磨损

开式链传动的主要失效形式

3、链条铰链胶合限定了链传动的极限转速

4、链条冲击破断

5、链条过载拉断

6、链轮轮齿的磨损或塑性变形 链传动的运动特性

链传动的瞬时传动比在传动过程中是不断变化的，从而导致运动的不均匀性。只有当主、从动轮齿数相等，链条中心距正好是其节距的整数倍时，瞬时传动比才为常数。

链传动运动不均匀性及刚性链节啮入链轮齿间时引起的冲击，将引起动载荷。会形成连续不断的冲击、振动和噪声。这种现象称为“多边形效应”。

链条的节距越大，链轮齿数越少，转速越高，“多边形效应”越严重。

带传动

包角1180D2D1DD160 2180260 aaDD2DD12带长L LDm2a Dm1 2

22a中心距aLDm1(LDm)282 44带传动的应力分析：由紧边和松边拉力产生的拉应力；

紧边拉应力：σ1 ＝ F 1/A

Mpa 松边拉应力：σ2 ＝ F2 /A

MPa 由离心力产生的离心拉应力；

FCqv2离心拉力 Fc 产生的拉应力为：CAA由弯曲产生的弯曲应力

带弯曲而产生的弯曲应力σb

bEMPa

y r带横截面的应力为三部分应力之和

最大应力发生在 ：紧边开始进入小带轮处: 带的弹性滑动与打滑的区别：

弹性滑动是由于带传动在工作时，两边拉力不同，而两边的伸长变形不同，造成带与带轮不能同步转动，而带与带轮轮缘之间发生相对滑动；打滑是由于工作载荷过大，是带传动传递的有效圆周力超过了最大值而引起的。失效形式：打滑

疲劳破坏。

设计准则：在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。带传动可缓和冲击震动，布置在高速级。

齿轮传动

失效形式：轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形。计算准则：

闭式软齿面齿轮传动：先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。闭式硬齿面齿轮传动：先按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后校核齿面接触疲劳强度。开式齿轮传动：按齿根弯曲疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数适当增大。高速重载齿轮传动：需校核齿面胶合强度。

直齿圆柱齿轮传动的受力分析：圆周力Ft2T1/d1法向力FnFt/cos径向力FrFttg

斜齿圆柱齿轮传动的受力分析：圆周力Ft2T1/d1径向力FrFttgn/cos

轴向力FaFttg法向力FnFt/cosncos

滚动轴承

滚动轴承的失效：疲劳点蚀 塑性变形 磨损、胶合、保持架断裂等

轴承寿命：轴承中任一元件 出现疲劳点蚀 前所经历的总转数或总工作小时数。

基本额定寿命：一批相同 的轴承，在相同的条件下运转，其中90％ 的轴承不发生疲劳点蚀 前所经历的总转数或总工作小时数。基本额定动载荷：规定轴承在 额定寿命 为 106 转 时，所能承受的最大载荷，用 C 表示。当量动载荷：一假想载荷，与C 同类型，它对轴承的作用与实际载荷的作用等效。用P表 常用小时数表示轴承的额定寿命：L10h106C16770C 60nPnP滚动轴承的设计准则：

对于回转的滚动轴承：接触疲劳寿命计算和静强度计算。对于摆动或转速很低的滚动轴承：只需作静强度计算。

对于高速轴承：除进行疲劳寿命计算外，还需校核极限转速nlim。

滑动轴承

滑动轴承的主要失效形式：轴瓦的胶合和磨损

形成动压油膜的必要条件：● 两摩擦表面必须形成楔型● 必须具有足够的滑动速度

● 润滑油必须从大口进小口出● 必须充满足够粘度的润滑油

径向滑动轴承

1、限制平均压强P p被挤出

F[p]dBMPa(17.2)避免过度磨损或在载荷作用下润滑油FdnFn[pv]限制轴承温升 dB60100019100Bdn[v] 避免轴瓦加速磨损

3、限制滑动速度v v6010002、限制pv值 pv保证液体动力润滑的条件：最小油膜厚度hmin不能小于轴颈与轴瓦表面微观不平度之和

不完全液体润滑滑动轴承的设计计算 ◆失效形式：磨损、胶合

◆设计准则：保证边界膜不破裂。

◆校核内容： p ≤[p]、pv≤[pv]、v≤[v]

螺纹联接的拧紧和防松

拧紧力矩 T：T = T1+T2 0.2F'd(N.mm)

T1 — 螺纹阻力矩

T2 — 螺母支承面摩擦阻力矩 控制预紧力的目的：

预紧力过大，会使联接超载

预紧力不足，可能导致联接失效 重要的螺栓应控制预紧力

1、受拉松螺栓联接（承受静载荷）

危险截面的强度条件：FF

[]MPaF—拉力dc—计算直径 1Adc242、受拉紧螺栓联接（承受静、变载荷）1）只受预紧力的紧螺栓联接 F′引起的拉应力：4F

2dc16Ftan(v)d2T1 引起的切应力：T2tan(v)d2/dc

2(d3)c拉、扭联合作用时，按第四强度理论：

22当量拉应力：3T1.3

强度条件：41.3F'[]MPa 2dc2）受预紧力和工作载荷的紧螺栓联接 铰制孔用螺栓联接 剪切强度条件：4Fs[]2md挤压强度条件：pFR[p]dh

d — 螺栓杆受剪面直径h — 最小挤压高度

螺栓组联接的结构设计目的:合理确定螺栓组的布置方式及接合面的几何形状； 使各螺栓受力均匀，便于加工、装配。受轴向力FQ的螺栓组联接

单个螺栓所受轴向工作载荷：FFQZ总拉力：F0

= F″+ F 强度校核公式为：41.3F0[]

dc2受横向力FR的螺栓组联接sFmzKfFRFKfFRsmz

拉伸强度条件：41.3F[]

dc2FR Z当用铰制孔用螺栓联接时Fs FR[P]dh4FS剪切强度条件：[]md2挤压强度条件：p受旋转力矩T的螺栓组联接

FkfTs(r1r2rz)

拉伸强度条件：41.3F[] 2dcTrmax

r12r22rz22、受剪螺栓联接Fsmax受翻转力矩M的螺栓联接 受拉螺栓联接Fmax

Mrmax 222r1r2rz