机械设计基础齿轮系教案2

第一篇：机械设计基础齿轮系教案2

模块三 行星齿轮系传动比的计算

复习导入：

新课：

一、行星齿轮系的分类

可以将具有一个自由度的行星齿轮系为简单行星齿轮系;具有两个自由度的行星齿轮系为差动齿轮系。也可分为平面行星齿轮系和空间行星齿轮系

二、行星齿轮系的构件

1、行星轮

2、行星架（系杆）、中心轮

3、基本构件（轴线与主轴线重合而又承受外力矩的构件称基本构件）

4、行星架绕之转动的轴线称为主轴线。

三、行星齿轮系传动比的计算

以差动轮系为例（转化机构法）及根据相对运动原理，假想对整个行星齿轮加上一个绕主轴线O—O转动的公共角速度—ωH，各构件的相对运动关系并不改变，但此时行星架H的O 角速度变为HH0，即相对静止不动，而齿轮1、2、3则成为绕定轴转动的齿轮，于是原行星齿轮系转化为假想的定轴齿轮系。该假想的定轴齿轮系称为原行星齿轮系的转化机构。转化机构各构件的转速如下：

HiAK1m从动轮齿数的连乘积

主动轮齿数的连乘积使用上式应注意：

⑴A、K、H三个构件的轴线应互相平行，且A、K、H的值代入上式计算时必须带正、负号。

⑵ HiAKiAK HiAK是行星齿轮系转化机构的传动比，亦即齿轮A、K相对于行星iAKA架H的传动比，而

K是行星齿轮系中两齿轮的传动比。

空间行星齿轮系的两齿轮A、K和行星架H的轴线互相平行时，其转化机构传动比的大小仍可用上式，但其正、负号应采用在转化机构图上画箭头的办法来确定。

'举例：图示为一大传动比的减速器，z1100，z2101，z2100，z399

求：输入件H对输出件1的传动比iH1 解：齿轮1为活动太阳轮

齿轮 3为固定太阳轮

双联齿轮2—2′为行星轮 H行星架

该齿轮系为仅有一个自由度的简

 H 1H1H单行星齿轮系i13111i1H3H0HH

H101992zzH i1H1i13 又

i1312'3z1z21001001019911 Hi1H1i131iH11000010010010000i1H

第二篇：《机械设计基础》教案

关于机械设计课程的说明

讲授任何一门课程,都得首先对它有个轮廓的了解,因而有必要先对机械设计课程作一简要说明。

一、本课程在专业教学计划中的地位与作用

本课程是机械类各专业教学计划中的一主门干课程,属技术基础课。因而它不仅要求学生预先学完工程制图、理论力学、材料力学、工程材料、机械制造基础、机械原理、公差与技术测量等先修课程,而且要求学生结合本课程的学习,能够综合运用所学的基础理论和技术知识,联系生产实际和机器的具体工作条件,去设计合用的零(部)件及简单的机械,以便为顺利地过渡到专业课程的学习及进行专业产品与设备的设计打下初步的基础。因此,本课程具有从理论性课程过渡到结合工程实际的设计性课程,从基础课程过渡到专业课程的承先启后的桥梁作用。另一方面,本课程所讨论的内容,主要是通用机械零(部)件的设计和选用方面的基本知识、基本理论和基本方法,所以是一般机械工程技术人员必备的基础。

二、本课程的性质与任务

本课程是一门培养学生机械设计能力的技术基础课,属于设计性的课程。本课程的主要任务是培养学生: 1.掌握通用机械零、部件的设计原理、方法和机械设计的一般规律,具有设计机械传动装臵和简单的机械的能力。

2.树立正确的设计思想,了解国家当前的有关技术经济政策。3.具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力。4．掌握典型机械零件的实验方法，获得实验技能的基本动训练。5．对机械设计的新发展有所了解。

三、本课程的教学环节及特殊性

本课程的教学环节除了(包括自学)外，还应有习题课、讨论课、实验课、现场教学、答疑辅导、设计作业及课程设计等。虽然课堂教学是一个非常重要方面，但它远非本课程的全部，因而企图通过单单学习书本知识就把这门课程学好，最后必将落得一知半解，缺乏实践能力和设计素养，不能达到本课程的学习要求。这一点，务必提醒每个学生都必须充分注意，并随时加以警惕。如果学生在作习题、设计作业和课程设计时，不注意进行理论和技术分析，不认真查阅手册、图册和有关资料；做实验时不详细弄清实验目的、原理、仪表功能及测试方法；在现场教学中不细心观察零件的结构、材料、制法、工作情况、失效形式和有关机器的运转性能，就不可能学好这门课程，也不可能成为一个优秀的机械设计者。所以学习本课程时必须明确，书本知识固属重要，但在工程实际中，很少是靠单独运用书本知识就能正确解决问题的，而是还需掌握一定的经验资料和具备较强的工程判断能力。因为实际的机械设计问题几乎都不会只有一个答案的，新理论、新技术、新材料、新工艺以及新的市场信息等，都将使答案发生变化。所以一定要善于全面分析、综合协调、灵活处理，并富有想象力、洞察力、探索精神和创新勇气，从而对各式各样的设计问题作出机敏的工程判断。而这些能力是要靠一系列课程的各个教学环节来综合培养的。本课程应该负担培养的部分，则是通过前述全部教学环节来实现的，决不是单单课堂教学就能奏效。

四、本课程的特点

1.论述机械零(部)件设计时的一般顺序及目的

《机械设计》中,除第一篇“总论”是综合论述本课程的主要内容、性质、任务及一般机械设计的共性问题外,以后四篇都是分章论述常用的通用机械零(部)件设计问题。各章内容的一般顺序是:首先介绍零(部)件的主要类型、构造、功能、材料、制法、标准、优缺点、适用场合等基本知识,以便对该章论述的零(部)件有初步的了解,从而为学习设计准备条件。然后论述工作情况、受力分析、应力状态、失效形式、设计准则、设计方法与步骤、参数选择原则、常用参考资料以及有关注意事项等,以便初步掌握零(部)件的设计理论与方法。最后给出释义例题(包括典型的工作图),以便引向设计实践,并给出若干习题,以便试行运用所学的有关知识、设计理论、设计方法及参考资料,进行初步的设计锻炼,从而加深与巩固所学的知识与技能,进一步开发智力,提高设计能力。这样就为进行设计作业、课程设计和某些简单的机械的设计,准备了必要的条件。

2.机械设计的繁杂性及其对策

由于本课程研究对象和性质上的特点,决定了教材内容本身的繁杂性。只有对这一点有较深的认识和充分的思想准备,才能在整个教学过程中加以正确的处理。教材内容的繁杂性主要表现“关系多、门类多、要求多、公式多、图形多、表格多”。形成上述“六多”的主要原因是: 1）由于本课程是建立在前述很多门先修课程的基础之上的(即“血缘”很杂),因而必须和那些先修课程内容时时挂钩,紧密联系，才能把它们综合地运用来为机械设计服务。这就形成了“关系多”的特点。因此在教学过程中，需要经常引导学生回顾检查自己对各有关先修课程内容掌握的程度，并及时复习与深化有关的内容，清除学习道路上的障碍，提高学习效率与质量。

2)由于本课程要分门别类地选择一些典型的通用零(部)件，分章论述(实际上有些章里还包含了几个独立的部分)，而各种零(部)件本身都包含着很多类型，所以就形成了“门类多”的特点。为此，教学时要引导学生从各种零件的工作性能和适用场合等方面多作对比，从它们在机器中的功能、相互影响、装配关系等方面多作分析，找出各零件间的关联；更要从设计理论及方法上找出各章之间的共性和特性，要认真分析各个零件之间的内在联系，特别是要从中总结出某些普遍规律，以便用来解决现在没有学到而将来可能遇到的新型零件的设计问题。所以，绝对不应把一个个的零件孤立起来，否则就难免产生内容零碎杂乱的感觉。

3)由于设计机械零件时，除了需要满足强度、刚度、耐久性、工艺性、体积、质量、经济、安全、方便、美观等一系列一般要求外，有时还要满足绝缘、抗磁、耐酸、防锈等特殊要求。对于部件还常会提出更多的要求，这就形成了“要求多”的特点。因此，教学时务必引导学生学会善于全面分析比较，权衡轻重，区别对待。“要求多”是由于全面考虑、分别论述的结果，而对于具体的零(部)件，则应该用“具体问题具体分析”的方法来处理。

4)由于本课程是设计性课程，内容自应紧密围绕零(部)件的设计问题。设计包括多方面的内容，但其主要部分通常是工作能力设计和结构设计，而工作能力设计一般须进行某些计算(如强度计算、刚度计算、寿命计算、热平衡计算等)，这就形成了“公式多”的特点。因此，教学时务必引导学生学会彻底搞清公式的性质、使用条件、符号意义及代入单位、计算结果的单位等，然后才能正确应用它们。教材中的公式，有解析性的、经验性的、半经验性的、定义性的等，其中有些是在先修课程里学过的，有些则是新遇到的，还有的是只要求会用而不要求懂得其理论根据和推导方法的(如零件曲面接触应力的计算公式是引自弹性力学)。尽管公式很多，但除了一些定义性公式(如许用正应力[σ]=σlim／S；标准直齿圆柱齿轮的模数m=d／z等)应在理解的基础上记住外，其余公式只要求能正确使用而不必硬记。

5)由于本课程很多内容要用图形表达，这就必然形成“图形多”的特点。因此，教学时务必引导学生把所有的插图一一看懂，并分清哪些是分析图，哪些是结构图，哪些是示意图；哪些是定性的，哪些是定量的；哪些图(曲线图)相当于表格(但比表格直观，可以利用“引出线”直接查找数据而不需插算，只是精确性比用表格差些)等等。这样虽然图形很多，也就不难对付了。

6)由于设计性课程的教材需要附有为了阐明问题和作简单习题所必须的最基本资料(其余的则可查阅手册、图册、标准、规范等)，这就形成了“表格多”的特点。教学时务必引导学生弄清每个表格的适用场合及如何查用，并应注意一些表格下方的“标注”，忽视了这点就会造成查用上的错误，甚至带来严重的后果。还应注意观察与分析表中数据的变化情况(递减还是递增，中间小还是两头小，原因何在)，这会有助于了解有关各量之间的相互影响及概略的变化规律。

五、本课程要求的学习方法

前面已指出，本课程要起到“从理论性课程过渡到结合工程实际的设计性课程，从基础课程过渡到专业课程”的作用，因而必须认清这个“过渡”对学习方法提出的特殊要求。机械设计课程的学习方法,不仅和过去学习公共基础课时有根本的差别,而且和学习理论力学、材料力学、机械原理等技术基础课时的方法也大不相同。例如:材料力学由于研究范围的不同,对于一个受有垂直集中载荷的简支梁,并不管梁上的载荷是哪个物体(零件)传给它的,这个物体是怎样安装在梁上的,更不要求设计或选择出两端所需的支承；机械原理研究一个机构时，只要求确定各个构件的长度，并不要求确定构件的结构形状、材料、加工方法、强度、刚度、寿命等。但是到了机械设计课，就得解决一系列的实际问题，直到每个零件能够有效地完成其工作职能，并达到预期的工作寿命。因此，学习机械设计课程时，在学习方法上就面临着一个新的转折点，如果仍旧沿用以前的学习方法，那就会轻重倒臵，不得要领。因而如果在学习方法上“转折”得好，那就会事半功倍，迅速提高联系实际分析问题与解决问题的能力。所以学习方法正确与否，是具有重要意义的。

怎样才能在学习方法上“转折”得好，关键在于是否真正摸清了这门课程的性质。既然机械设计是一门实践性很强的设计性课程，那就应该除了努力学好课堂教学内容外，还要认真学好各个实践性教学环节的内容，并注意把主要精力用于钻研零件的结构、选材、制法、标准、规范、适用场合、工作情况、受力及应力状态、失效形式及其机理、设计准则、设计方法与步骤，以及可能出现的问题与对策上，而对公式的推导、经验数据的取得、某些曲线的来历等，只需作一般的了解，不必反复深钻，以免偏离重点。譬如在学习过程中，在适当的时候到实验室去亲手拆装一台较简单的机器或一个完整的部件(例如减速器),详细了解一下它的构造、功能、机构、零件、材料、毛坯、加工、装配、润滑、密封、运转、维护等，就会帮助学生较全面地了解这门课程，抓住较好的学习方法。教学时务必告诉学生。

最后，还要特别向学生提醒两点：

一是必须明确，设计决非只是计算，计算虽也重要，但它只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字,最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作量中一般占较大比重，因而必须给予足够的重视。

二是必须明白，教材中给出的例题或某个零件的设计步骤及结果，仅为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案或一切设计方法的终结；论述某个零件的设计方法和步骤，决非仅仅为了使学生学会那个零件的设计，而是为了培养学生掌握这些“武器”,从而具备设计各种有关零件的能力。

《机械设计》教案

第一章 绪论

一、本章的主要内容、特点及教学要求

本章主要内容是：机器的作用，组成机器的基本要素（零件）；零件的概括分类；零件（局部）与机器(总体)的关系；机械设计的主要内容及处理有关矛盾的原则；本课程的内容、性质与任务。

本章的特点是：它既是本课程的序幕，又是本课程的总纲。因而它的内容要贯穿全课程的始末，并涉及本课程的前后关系。讲好绪论课对搞好该门课程的教学工作是至关重要的,必须予以高度重视,做好充分准备,保证把绪论讲好

根据教育部<<机械设计课程教学基本要求>>和我院制定的《机械设计教学大纲》,本章的教学要求为: 1）明确《机械设计》在国民经济建设中的重要作用； 2）弄清机械零件设计在机械设计中的地位；

3）了解本课程的内容、性质、特点、与先修及后续课程之间的关系，以及相应的学习方法，从而对整个课程获得一个鸟瞰。

4）使学生对机械设计学科的发展前沿有所了解。

总的来说，本章的教学要求就是要使学生搞清楚“为什么学？”、“学什么？”和“如何学？”这三大问题，并树立起学好本课程的决心与信心。

二、本章重点及难点

本章重点，一是机器的主体及其基本组成要素和机械零件的分类，机械零件（局部）和机器（总体）的关系；二是本课程的内容性质与任务。

本章难点是，除了掌握本章的基本内容之外，还应结合本课程的性质与特点，积极探索具有针对性的学习方法。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排1个学时。另外,在课外应再组织学生参观一些实际机械如印刷厂的印刷机、切纸机、零件陈列室的实物模型等。通过现场教学使学生从感性上进一步了解本课程研究的对象和内容,体会学习本课程的目的,并进一步调动他们学习本课程的兴趣和积极性.第二章 机械及机械零件设计概要

一、本章主要内容、特点及教学要求

本章内容概括起来讲可分为两部分：

第一部分是关于及其总体设计的概述，包括§2-

1、§2-2及§2-3三节。第二部分是关于机械零件设计的概述，包括§2-4及以后的各节。

本章特点在于从机器设计的总体要求出发，引出与机械零件设计有关的一些原则性问题。这些问题，例如设计机器的一般程序、机械零件失效形式、零件的设计要求、计算准则、设计方法、设计步骤及材料选择等，始终贯穿在本书以后的各章中。在讲授本章时，由于学生还没有接触到各个具体零件的设计内容，所以不大容易较为深刻地掌握本章的内容，也无法和以后的各章建立联系。

本章的教学要求：

首先就是要从总体上建立起机器设计，尤其是机械零件设计的总括性的概念，即从机器的总体要求出发，引出对机械零件的要求，根据零件的失效形式，拟定出设计准则，在选择出适用的材料后，按一定的步骤，用理论设计或经验设计的方法，设计出机械零件来。这个过程的系统性是很严密的。它对以后各章的学习都具有提纲挈领的作用。其次，要掌握对机器和机械零件的基本要求。这些要求不管列出多少条，从本质上讲却只有两条，第一是提高机器总体效益；第二是避免失效。第一条要求是相对的，随着科学技术的发展，对总体效益的要求总是不断变化的。第二条要求却是最基本的。即在达到设计寿命前的任何时候，对机器和零件总是有避免失效的要求的。

以上要求不可能一下子掌握，因此要求在以后各章节的教学中，不断的结合各章的具体分析来逐步加深。

二、本章重点及难点

本章重点是与机械零件设计有关的几节。本章的难点不在于各节的具体内容，而在于对各节的内容要从总体上以及它们的相互联系上予以理解，了解各节之间在逻辑上的相互关系。本章的难点还在于本章的内容非常原则而不具体，它的具体化要在以后的各章中才能体现。

1．机器的组成（§2-1）

本节概括的介绍了一部机器的组成情况。教学时要注意到，不管是机器的基本组成部分，还是其余部分，都包含有由机械零、部件构成的机械系统。即使在今天高科技时代，高水平的机电一体化机器，其任何部分，包括控制系统在内，也都离不开机械。这一点，一定要牢牢记住。

2．设计机器的一般程序（§2-2）

本节从最一般的概念上介绍了一部机器的设计程序。必须说明，本课程并不能负担起关于整部机器一般设计程序所涉及的所有问题的研究任务。机器的设计程序已成为一门新的专业课程。该章对机器的设计程序仅作一般的简略介绍，其目的除了使学生对机器设计过程有一个总体概念以外，还在于着重说明零件和部件设计在整部机器中所占的地位及其重要性。本门课程主要服务于机器设计程序中的技术设计阶段。让学生仔细地阅读教材第7页上“

（三）技术设计阶段”的内容。不可展开讲。

3．对机器的主要要求（§2-3）

本节是为了能从其中引出对零件的基本要求而设的。对机器的要求在很大程度上是要靠零件满足设计要求来保证的。

4．机械零件的主要失效形式（§2-4）

本节介绍的仅为零件失效形式的主要类型，是从完成零件技术功能的观点来定义失效的，并不涉及社会经济分析问题。事实上，随着科学技术的进步，有时有些机械零、部件甚至整部机器虽然没有出现教材中所列举的任何一种失效形式，但由于它们已不能适应技术发展的需要而必须予以淘汰或报废。从广义上讲，这也是一种失效形式。

5．设计机械零件时应满足的基本要求（§2-5）

本节所提出的五项基本要求中，避免在预定寿命期内失效的要求和结构工艺性要求是最主要的；经济性和质量小得要求是不言而喻的；可靠性要求是随着机器越来越复杂而]提出的新要求的。

对于强度，要明确强度既与零件的断裂有关，也与零件的不允许的残余变形有关。这和以后选择零件材料的极限应力有密切联系。

对于刚度，要明确它涉及到的是零件的弹性变形，不能把它和残余变形相混淆。

对于寿命，要注意主要制约寿命的技术因素是疲劳、腐蚀、和磨损。对于高温下工作的机器及其零部件，或者对于工程塑料零件，蠕边变形也是影响寿命的一个因素。

本课程是讨论通用机械零件设计问题的，所以只列举了前三个因素。结构工艺性要求是应给予足够重视的一个基本要求。要让学生正确理解和掌握结构工艺性的要求，必须熟悉从毛坯生产到最后使用的全过程的有关工艺知识。此外，在机械设计工作中，从工作量上来说，处理结构工艺性的问题所花费的精力也是相当可观的。学生在学习本课程时，工艺知识还不够全面，因而要特别强调这一要求。6．机械零件的计算准则（§2-6）

强度、刚度、寿命及振动稳定性各准则，与先修的力学课程密切相关，比较容易理解。

关于零件的靠性，可以从不同的失效模型研究，得到不同的可靠度规律。本章所述的指数规律，是在不具体考察零件失效的原因，而只从失效的表现来研究零件的可靠性时所采用的规律。

式（2-6是一个概括性很强的公式，随着失效率λ的函数形式的不同，可以得到多种不同的可靠度变化规律。对于它的理解应当是：

a)随着工作时间的延长，零件的可靠度R总是逐渐降低的。这个概念是符合于常识的。从数学上看，零件的失效率λ总是一个正值。

b)失效率和可靠度之间既有严格区别又有相互联系，失效率越高，则在某一固定时刻的可靠度也就愈低。可靠度总是时间的函数，而失效率却既可以是时间的函数，也可以不是时间的函数而为某一常数。因此，说可靠度，必须同时指明工作寿命。两个零件的可靠度只有在同一寿命下才是可比的。

两次失效件的平均工作时间（MTBF）通常是用统计的方法来确定的。7．机械零件的设计方法（§2-7）

本节从设计方法的类比来讨论设计方法，而不是各种设计方法的具体细节内容。不同零件的设计方法有不同的不表现形式，这在以后各种零件设计的有关章节中再行讨论。

本节提出常规设计方法和现代设计方法两个大类别。不能误解为有了现代设计方法，常规的设计方法就是过时了或不需要了。现代设计方法是在新的设计思想以及有了现代的设计技术物质手段的条件下，由常规设计方法发展而来的，在必要时用来弥补常规设计方法的不足，但它并不能完全取代常规设计方法，因为现代设计方法本身是离不开常规设计方法的。例如优化设计方法中很多约束条件就是要依靠常规设计方法来建立。所以要摆正这两种设计方法件的关系。学生们一般对理论设计方法易于接受，但对经验设计方法却往往不予重视。经验设计“是很有效的设计方法”。所谓经验，总会随着社会的不断发展而不断积累，经验并不总是陈旧的、过时的东西。相反，它恰恰是在理论还不成熟时，用来解决各种问题的一种可靠的方法。后面各章中就有不少经验设计的内容，很多经验数据也可以广义理解为经验设计的内容，从这一意义上来说，理论设计也是离不开经验设计的。

模型实验设计是在理论设计知识还不完备，原有的经验又不足以解决设计问题时，人们获取新经验和发展新理论的一种设计方法。8．机械零件设计的一般步骤（§2-8）

本节只勾划出零件设计步骤的一个轮廓。在实际运用时，由于所掌握的已知条件的多寡不同，它会有相当的灵活性。例如，有时可先做结构设计，然后根据计算准则进行必要的验算。有时还可能要反复地进行若干步骤的工作。

9．机械零件材料的选用原则（§2-9）

由于后续各章将会对各种零件常用的材料作具体介绍。所以本节只重点说明材料的选用原则。选用材料的前提是对材料性能（包括机械、物理和工艺性能）以及经济性的全面了解。选用材料的基本方法，是在分析与总结已有的成功地使用经验及选材不当的教训的基础上，结合对材料的了解，全面衡量，妥善取定。

10．机械零件设计中的标准化（§2-10）

标准化是设计工作中的一个重要的内容，要在熟悉现行的各种有关标准的前提下，在设计中运用和遵守标准。标准是人制订的，是为设计工作服务的。

可以把各种设计标准分为两类：一类是在设计中可以灵活处理的，例如直径标准、长度标准等；另一类通常是要严格遵守的，例如螺纹尺寸标准、齿轮模数标准等。虽然如此，在某些特定条件下，这类标准也可以不予遵守，例如在航空航天工业中，由于部件的尺寸及质量的大小需要严格限制，也不乏采用非标准齿轮模数的情况。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排2学时。以课堂讲授和板书表达为主，注意条理化。

第三章 机械零件的强度

一、本章主要内容、特点及教学要求

强度准则是最重要的设计准则。本章把各种零件强度计算的共性问题集中到一起，略去零件的具体内容，而突出阐述强度设计计算的基本理论和方法。以后各章中各种强度的计算方法从本质上来讲都是一样的。不同零件的强度计算公式在形式上的不同，仅来源于零件本身的特殊性，以及设计工作中沿用的一些惯例，而不是强度计算方法的原则有什么不同。

本章的教学要求：

1．了解疲劳曲线及极限应力曲线的来源、意义及用途，能从材料的几个基本机械性能(σ0，σs，σ-1)及零件的几何特性，绘制零件的极限应力简化线图。

2．学会单项变应力时的强度计算方法，了解应力等效转化的概念。3．了解疲劳损伤累计假说（Miner法则）的意义及其应用，认识到以应力和以载荷计算的情况系数之间的联系及差别。

4．学会双向变应力时的强度校核方法。5．会查用附录中的有关线图及数表。

二、本章重点、难点及注意事项

1．§3-2疲劳曲线内容

绝大多数通用零件都是在变应力下工作的，因此，各式各样的疲劳破坏是通用零件的主要失效形式。

1）式（3-1）式描述疲劳曲线右侧（CD）部分的一种公式。除该式以外，在专门讨论疲劳强度的文献中还会看到其它形式的公式。但式（3-1）式有关公式中形式最简单、参数最少（只有m和C两个）、又能满足工程计算的精确性要求，并且应用起来最为方便的公式，所以在设计中应用最广泛。

2）教材图3-3上N0和ND是两个不同的循环次数。N0是人为规定得值，所以在不同的文献中，其值常有差异。而ND是随着材料所固有的性质的不同，通过实验来确定的一个常数。由于试验技术上的原因，各文献上对同一材料所介绍的ND值也往往有所不同。这主要是因为试验条件及方法不同所致。

在本节中，主要的是要知道N0和ND在定义上是不同的，至于它们的具体数值，在以后各章节中用到时都会给出的。顺便提一下，对于中碳钢一类的材料，在拉压、弯曲和扭转条件下，由于ND的值不很大，所以常常以ND值作为N0值，即N0=ND。

2．§3-2极限应力线图

要得到疲劳强度计算时的极限应力线图，应当在各种不同应力循环特性r条件下进行材料的疲劳试验，先求出各不同的r时的疲劳曲线。然后，根据这些不同的疲劳曲线，得到很多个对应于不同循环特形式的材料的疲劳极限σrn。利用这些σrN才能在σa-σm坐标上绘制出材料的极限应力线图。这是一条曲线，即图3.1上ADB曲线。可是要得到这一条曲线，需要耗费惊人的物力及时间。因此，人们提出只利用很少的几个试验数据来近似地求得在工程应用上足够精确的极限应力曲线的方法。

图3.1所示的材料的极限应力图，是用光滑的(无应力集中源的）、标准尺寸的试件通过试验的方法求出的，曲线A′D′B为极限应力曲线。为了便于计算，可用A⌒D近似地代替A¯D（由图可知，这样简化，误差很小，但计算公式大大简化）；对于塑性材料承受静应力时，其极限应力为屈服极限σs，故可用CG来表示其极限应力线（注意CG上任一点所代表的极限应力均为σmax=σa+σm=σs）；再将AD延长到G＇,与CG＇交于G＇。经过这样的简化，就得到了A＇D＇G＇和G＇C两条分别对应于变应力及静应力情况下的极限应力线。这就是图3-4所示的材料的简化极限应力图。

教材图3-5是用有应力集中源的试件作实验求得的简化极限应力线图。有应力集中源的试件中的应力是按照公称（名义）应力来计算的，即根据截面尺寸不考虑应力集中作用来计算应力的。由于有应力集中源，致使试件在N0循环时发生破坏的试验载荷要比无应力集中源试件的破坏载荷低得多，因而求得的公称应力值就低得多。根据试验数据，人们发现A′和A以及D′和D点的纵坐标的比值基本上都等于Kσ。因此，弯曲疲劳极限的综合影响系数Kσ只是在相同平均应力条件下，材料的与零件的极限应力幅的比值。这个意思在不少的书籍中表述为：综合影响系数只对应力幅有作用，对平均应力不发生影响。这就是式(3-7a)所表达的意思。（3-7a）的“试件受循环弯曲应力时的材料特性”φσ，其含义就相当于某种材料能把所承受的弯曲平均应力转化成等效的弯曲应力幅的一种特性，所以也叫做“弯曲平均应力转化系数”，亦即弯曲应力的平均应力部分被它乘了之后，就具有与弯曲应力的应力幅同等的疲劳损伤作用了。这个转化可以用图3..2来说明。不过，这样的分析是以应力的循环特性不变的工作情况为前提的。

由图可见，图a中的单向不对称循环变应力，可以分解为图b所示的平均应力。图c的平均应力又可等效转化为图d所示的对称循环变应力了。因此，这个应力的转化过程也可以叫做不对称循环变应力的等效转化。这个应力等效转化的概念，就是把的工作应力，转化成在强度上具有等效影响的对称循环变应力。式(3-10)是各种文献中计算弯曲疲劳极限的综合影响系数kσ的公式的一种。除此以外，还有其它的kσ的表达式。kσ的计算式是人们根据经验拟合的，也就是说它是该书的作者根据自己的经验和认识提出的，而不是一个理论公式。不同资料不得混用。

3.§3-2单向稳定变应力时机械零件的疲劳强度计算

单向稳定变应力虽然在实际的机械零件中是较少遇见的工作状况，但它的计算方法却是疲劳强度计算的基础。这是因为人们所知道的材料抗疲劳破坏的机械性能——σ-1或σ0是在实验室中按照单向稳定变应力的工作状况用试验方法决定的缘故。因此本节内容非常重要。

我们用平均应力σm和应力幅σa作为描述变应力的一对参量。这等效于用σmaxσmin和r中的任何两个作为参量的描述方法。

首先要明确的是：在一个已知的工作应力点（σm,σa）条件下，由于零件中应力变化规律的不同，可以求出对应于此工作应力点的无数个极限应力，即极限应力曲线上任何一个点所代表的极限应力都有可能作为该工作应力的极限应力。对于基本的典型的应力变化规律，可以列出r=C, σm=C及σmin=C这三种情况下的极限应力计算方法。其次，零件在任一种应力变化规律下，都有可能出现静应力破坏或疲劳破坏的情况。到底哪一种破坏更易于发生，则取决于应力变化曲线首先和极限应力曲线的那一段相交。如首先和AG部分相交，就说明零件将会首先发生疲劳破坏；如和GC部分相交，则首先会发生静应力破坏。由此道出不同的疲劳强度校核公式。

4．§3-2单向不稳定变应力时疲劳强度计算

单向不稳定变应力时强度计算的依据是疲劳损伤累计假说，即式（3-26）。有些文献上把它叫做Palmgren-Miner假说，或者简单的叫做迈纳尔（Miner）法则。这是一个基于能量观点的假说。该假说认为材料发生疲劳破坏，是材料上所作用的外力对材料所作的功积累到一定值时的必然结果，并认为同等的变应力中每一应力循环都做同样的功，都对材料起同样的损伤作用。因此，设该变应力循环N次使材料发生疲劳破坏，则每一应力循环中外力所作的功就是引起破坏的总能量1，这个值就是一次循环的损伤率。虽然Miner法则在许多试验条件下与试验的N数据不能很好的吻合，但作为概念，它还是反映了总和损伤率的统计关系。因此，就工程计算精确性的意义上来说还是可用的。

式（3-30）中的应力情况系数Ks的作用，是把对称循环的不稳定变应力（图3.3a）转化为等效的对称循环稳定变应力。至于转化成具有什么参数的稳定变应力，虽然可以在各级不稳定变应力中任选一级变应力作为典型应力，但实用上通常是选择其中绝对值最大且作用时间也较长的一级变应力作为典型应力。对于那些在零件整个工作寿命中循环很少次数的峰值过载应力，只要它通过了静强度计算，一般不作为典型应力。公式中以σ1作为选取的典型应力值，其它各级变应力都向σ1等效转化为相当于对称循环N’次的稳定变应力σ1（图3.3b），然后合并起来最后折算成ksσ1为应力幅的对称循环变化N0次的稳定变应力（图3.3c）。所以，安全系数计算值Sca及强度条件就应当为Sca=(σ-1/ksσ1)≥S。这就是教材中的式(3-31)。

如果原来作用的是不对称循环的不稳定变应力时,就先对各级应力的乘以,再加上该级的应力幅,把各级不对称循环变应力等效对称化,然后再用系数进行等效稳定化.这样就可以当作对称循环稳定变应力来处理.式(3-32)中的载荷情况系数与的意义相同,只不过是施加于变载荷(使之转化为等效的稳定载荷)情况下的系数而已.5.§3-2双向稳定变应力时的疲劳强度计算

双向稳定变应力时的计算依据是图3-12及式(3-33).式(3-33)是用于同相位对称循环的弯曲和扭转变应力联合作用的情况.对于一般的平面应力状态,可以应用最大切应力理论进行强度计算.事实上,式(3-33)就是弯曲、扭转联合作用下最大且应力理论也是大致符合于试验结果的.6．对§3-3机械零件接触强度的说明

和所有其它条件下的强度一样，接触强度计算也包括接触应力的计算、极限应力与许用应力的确定以及强度条件的校核三部分。

极限应力与许用应力的确定，就是根据试验数据来确定接触疲劳极限，然后再根据使用经验确定安全系数，从而计算出许用应力。应当特别指出，用试验方法求接触疲劳极限时，由于试验条件的不同，可能有纯滚动及滚动带滑动两种情况。同样的材料在这两种条件下得到的接触疲劳极限值是有不小的差别的。

接触应力的分析必须借助于弹性力学的方法。对于大多数工程专业的大学生来说，在学机械设计课程以前是不会安排弹性力学课程的。因此，对这个公式，只要会使用就可以了。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段和板书推导相结合来共同完成该章的教学任务。

第四章 摩擦、磨损及润滑概述

一、本章主要内容、特点及学习要求

1．主要内容

本章主要内容是对摩擦学所研究的主要对象（即摩擦、磨损和润滑的基本问题）作简单扼要的介绍，重点在于阐述摩擦和磨损的分类与机理，形成油膜的动压和静压原理，以及弹性流体动力润滑的基本知识。

2．特点

因本章涉及的内容较广，为了使读者对摩擦学有一个概括的了解，因而本章包含的内容是较多的。这里只要求搞清概念，而无需做更深的探讨。

3．教学要求

1）明确摩擦学所包含的主要内容、研究对象及发展摩擦学的重要经济价值。2）对于干摩擦、边界摩擦、混合摩擦、流体摩擦的机理与物理要有扼要的了解。

3）初步了解磨损的一般规律（即磨损曲线）及各种磨损（粘附磨损、磨粒磨损、疲劳磨损、冲蚀磨损、腐蚀磨损和微动磨损）的机理和物理特征。

4）了解润滑的作用及润滑剂（油、脂）的主要指标。

5）掌握流体动力润滑的基本概念及楔效应承载原理，而对于弹性流体动力润滑和流体静力润滑只需有一个初步了解即可。

二、本章重点、难点及注意事项

1．本章重点为：1）各类摩擦的机理与物理特征；2）各类磨损的机理与物理特征；3）流体动力润滑的基本原理。

2．本章难点为楔效应承载理论及弹性流体动力润滑原理。3．本章内容分析及学习注意事项 1）概述部分

本部分应了解摩擦学所包含的主要内容和研究对象，以及摩擦、磨损与润滑之间的有机联系。明确摩擦是因其能量损耗的主要原因，磨损是造成零件失效和材料损耗的主要原因，而润滑则是减小摩擦和磨损的最有效的手段。随着科学技术的发展，材料和能源的节约日益重要，因此形成了一门新兴的学科—摩擦学。它是研究相对运动中相互作用者的表面工作情况的科学和技术。

2)讲授§4-1“摩擦”一节内容时应注意的问题

本节所讨论的摩擦，不是先修课程内容的简单重复，而是更着重于摩擦的机理和物理本质。学习时要注意了解各种摩擦的机理及其状态。

①干摩擦 关于干摩擦的理论，主要有机械啮合理论、分子机械理论、静电力理论的粘附理论。目前认为粘附理论对金属摩擦在宏观上提出了最满意地解释。

用粘附理论，结合试验结果，证明了经典摩擦定律的正确性，得出了干摩擦时的摩擦力与表观接触面积无关而与载荷成正比的结论[见教材第四章公式（4-2）及（4-3）]。

重点弄清以下概念：

a）简单粘附理论认为真实接触面积Ar取决于软金属的压缩屈服极限σSy和法向载荷Fn。但这一结论有一定的局限性。修正粘附理论认为真实接触面积是与金属材料的塑性变形决定的。这是考虑在有摩擦的情况下，由于接触区同时作用有法向应力及切应力，并假设当最大切应力达到临界值时，材料发生屈服。因此，真实接触面积Ar应该是考虑法向载荷的影响所得到的接触面积与摩擦力产生的面积增量之和。

b)简单粘附理论指出摩擦系数f=τB/σSy,其中τB、σSy皆指两金属中较软者的应力。对于大多数金属，比值τB/σSy均较接近，因而各种金属的摩擦系数相差很小。文献[12]对此的解释，认为是由于当两种硬金属发生摩擦时，其τB及σSy都较高而真实接触面积Ar却很小，当软金属对硬金属摩擦时，其τB及σSy都较低而Ar却较大的缘故。事实上，将按简单理论算得的摩擦系数绝对值与通过试验侧得的数值作一比较，就可以证明它是不完全的。修正后的粘附理论是一种较符合实际的理论，虽然它仍以简单理论的模型为根据并作了若干假设，但它却能解释不少的摩擦现象。②边界摩擦 首先应该了解边界摩擦的性质，即这种摩擦特性主要取决于润滑油和金属表面的化学性质，其特征就在于相对滑动的两金属表面上形成了边界膜。

进而应搞清楚物理吸附膜、化学吸附膜和化学反应膜形成的机理和特点。明确前两种边界膜的润滑性能称为润滑油的油性，后一种则叫极压性。

因为纯粹的边界摩擦只是在理想的光整表面间才能实现，而这种理想的光整表面实际上并不存在，因此不可能有纯粹的边界摩擦。实际上，我们所说的边界摩擦都是边界摩擦与干摩擦的混合。例如，当两摩擦表面间的间隙很小或机器起动机停车时，均会出现这种摩擦状态。

③混合摩擦 首先应了解产生混合摩擦的条件，明确混合摩擦是一种兼有干摩擦、边界摩擦和流体摩擦的平均性质的摩擦。例如，在滑动轴承中当轴颈滑动速度不足或润滑不足，而载荷过大时，便可产生这种混合摩擦（如内燃机的连杆销、十字滑快销和活塞销等）；甚至正确设计和计算能达到流体摩擦的轴承在启动、停车及在磨合时间内也不可避免的会产生混合摩擦；此外，如在油中有硬质颗粒，其尺寸超过了油膜厚度，也会发生混合摩擦。

如何评定混合摩擦时表面微观峰尖与油墨分担载荷的情况，教材中介绍了膜厚比公式（4-1），即λ=hmin/(Ra1+Ra2),它表示随着λ的增加，油膜所承担的载荷也增加。这是一个主要用于定性，且可粗略用来定量的公式，可供设计是确定摩擦状态的参考。

④流体摩擦 本小节中，对液体摩擦只作为一种摩擦状态来介绍，没有涉及一些理论分析问题，因而只需掌握两点：a）由于流体摩擦时摩擦面件的油膜厚度足够大（λ>5），油分子大都不受金属表面的吸附作用的支配而能自由移动，摩擦表现为油的粘性；b)形成流体摩擦是有一定条件的。

3）讲授§4-2“磨损”一节内容时应注意的问题

①首先应对机件磨损的普遍规律（及图4-6所表示的磨损曲线）有一个初步的认识，从而明确设计者的职责在于采取措施，力求缩短磨合期，延长稳定磨损期，推迟剧烈磨损期的到来。

②教材中所讨论的五种形式的磨损，主要根据J.T.Burwell提出的分类方法。对这五中磨损形式的机理，读者应有一个概括性的认识。其中，粘附磨损、磨粒磨损和疲劳磨损是应掌握的重点。对腐蚀磨损、冲蚀磨损以及复合形式的磨损（即粘附、磨粒、疲劳和腐蚀磨损形式的复合）—微动磨损则只需有个基本概念即可。

顺便指出，这些磨损形式可随工作条件的变化而转化。对于通常的机械摩擦副，主要是随相对滑动速度和载荷的变化而变化。

③这几种磨损形式中的粘附磨损、磨粒磨损及疲劳磨损，在以后分析齿轮传动、蜗杆传动、滑动轴承和滚动轴承的失效形式时均会碰到，因而要善于把三种磨损形式的机理和有关基本概念与以后有关章节中所讲到的零件具体的联系起来，以便进一步深化概念。

4）讲授§4-3“润滑剂和润滑方法”一节时应注意的问题 ① 首先应对润滑的作用，润滑剂的种类有一个初步的了解

② 对于润滑油、润滑脂的主要质量指标这一小节中，重点是润滑油，对润滑脂只作一般了解即可。

润滑油的诸质量指标中，重点要了解粘度指标，明确润滑油是牛顿液体，油的粘度是流体润滑中极为重要的一个因素。对常用的粘度单位（动力粘度、运动粘度、条件粘度）的定义、量纲及不同粘度单位的相互换算方法应能掌握，并对润滑油的粘-温特性、粘-压特性有一个初步概念。

关于其它指标，只需建立一个印象，以便需要时查阅有关手册。

③ 润滑油、润滑脂的添加剂种类很多，主要了解添加剂的作用，特别是油性添加剂、极压添加剂对提高润滑油边界膜的强度所起的作用。

④ 润滑油或润滑脂的供应方法在设计中是很重要的，最好能结合生产实际掌握这一部分内容。

5）流体润滑原理这一节（§4-4）中，流体动力润滑时学习本门课程时需掌握的一个重要内容。学习流体动力润滑时，主要在于搞清两滑动表面间动压油膜的形成原理。对弹性流体动力润滑这一部分内容只要求建立一个初步的概念。这部分内容写的比较概括，为便于理解，这里作一些简单的补充说明。

弹性流体动力润滑理论是计入了高压下油的粘-压特性在流体动压油膜形成中所起的重要作用，以及引起接触区材料弹性变形的压力与流体动力润滑油膜压力的相互关系。例如，对于某些做相对滚动或滚动-滑动的两个受润零件，载荷的传递是通过零件的局部接触来实现的（如外啮合齿轮的轮齿之间，滚动轴承的滚动体与套圈之间，凸轮与从动件之间等）。因为局部压力很高，这时接触区的局部弹性变形量与油膜厚度差不多具有同样的数量级，因而都不能予以忽略。在这种载荷条件下，接触体的局部弹性变形构成立了受润零件间的油膜形状，而这个油膜形成的流体动压力又起到使接触体产生弹性变形的作用，它们之间相互影响，互为因果，这就构成了弹性流体动力润滑理论的研究内容。

两个受润零件是否能形成弹性流体动力润滑，不仅要看局部受载的大小和形成流体动压油膜的所需的条件如何，而且还取决于接触体材料的弹性和油的粘-压特性。弹性流体动力润滑理论的研究目的是根据这种理论来求出高副接触处的最小油膜厚度。

根据对弹性流体动力润滑理论进行的大量计算结果，发现了如下的普遍规律： a)在靠近接触区口处突然出现第二峰值压力（见图4-18）。第二峰值压力不可忽视，因为它的数值很大而范围极窄，可能产生很高的表层下的应力，从而导致零件的点蚀破坏。

b)在出口处的油膜厚度出现一种缩颈现象，使得hmin比接触区平行部 的油膜厚度h0小25%，这可解释为，当油从高压接触区排出后就迅速扩散开，压力便急剧下降，此时要保持流动的连续性，通道截面（即油膜厚）即必须减小，因而形成了这一油膜局部收缩现象。

c)为了实现弹性流体动力润滑，必须计算其膜厚比是否能满足要求。关于流体静力润滑只需了解其原理与流体动力润滑的本质区别即可。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排2个学时。以多媒体手段结合挂图为主来共同完成该章的教学任务。

第五章 螺纹联接和螺旋传动

一、本章主要内容、特点、及教学要求

1．本章主要内容包括两部分：第一部分为螺栓联接的设计，包括螺栓联接的预紧、强度计算、螺栓组结构设计、受力分析及提高联接强度的措施；第二部分为滑动螺旋传动的设计计算方法。

2．本章特点是内容包括螺纹联接和螺旋传动两个部分。前者属于联接，后者属于传动。二者在内容上虽有一定的联系，但在设计要求上却有很大的差别。3．本章的教学要求

1）对于螺纹联接的基本知识（§5-1～§5-4），应了解螺纹及螺纹联接的类型、特性、标准、结构、应用场合及有关的防松方法等，以便在设计时能够正确的选用它们。

2）对于螺纹联接设计及强度计算部分（§5-5～§5-7），应掌握其结构设计原则及强度计算的理论与方法，能正确进行螺拴组的受力分析，能较为合理的设计出可靠的螺栓组联接。

3）对于螺旋传动部分，主要是掌握螺旋传动性能（效率、自锁等）对螺纹选型的要求及主要零件（螺杆、螺母）的设计计算方法，并通过一种基本类型—螺旋起重器的设计，了解滑动螺旋传动的主要设计过程。

二、本章重点、难点、及注意事项

1．本章重点有两个：其一是各类不同外载荷情况下，螺栓组中各螺栓的受力分析；其二是螺栓联接的强度计算，尤其是承受轴向拉伸载荷的紧螺栓联接的强度计算。

2．本章中较为复杂的问题是承受倾覆力矩的底板螺栓组联接的设计。实用中，常把这种螺栓组联接设计成倾覆力矩作用在结合面的垂直对称面内，并做出一些假设（如底板为绝对刚性体、地基与螺栓皆为均质弹性体等），使问题得到简化。3．本章教学注意事项

1）§5-1～§5-4都是叙述性的内容，对做好螺栓联接的设计是必不可少的基本知识，应当引导学生阅读机械设计手册。

2）螺纹及螺纹联接件大都已标准化。设计时，对不太重要的螺纹联接一般只需根据不同情况进行选用，不许自行设计。对重要的螺纹联接，设计计算也只是确定螺栓危险截面的直径（螺纹小径），螺纹联接的其它部分尺寸由标准选定。但是，这并不排斥在个别特殊情况下，根据特殊的需要而自行设计某种非标准的螺纹联接件。

3）螺纹联接的设计主要是螺栓组联接的设计（因为工程实际中螺栓联接通常是成组使用的）。其设计工作包括两部分内容：第一部分内容是正确进行结构设计，通过受力分析找出受力最大的螺栓；第二部分内容是按照单个螺栓联接的强度计算公式来设计这个受力最大的螺栓的尺寸，其余的螺栓则按同样尺寸选用。4）在设计螺栓组联接时，应正确解决以下几个问题

①螺栓组的布臵 螺栓组中螺栓的个数及其在结合面上的布臵方案，一般可参考现有设备按经验确定。不同的布臵方案将影响总的载荷在各个螺栓上的分配。在计算总载荷在各螺栓中的分配时，可以采用这样的步骤：先讲总载荷分解，分解后所得到的载荷不外乎轴向力、横向力、扭矩和弯矩的等四种基本情况；接着就按这四种情况分别进行载荷分配计算；然后再迭加起来，便得到了总载荷在各螺栓中的分配情况。在这四种基本情况中，承受倾覆力矩的地板螺栓组联接的载荷分配计算是一个难点，学习时要注意所采用的简化假定及受载前后各部分的载荷和应力变化的关系。

②确定螺栓的拧紧力矩 紧螺栓联接所需要的扳手力矩和由此而产生的预紧力的大小，可以利用机械原理中关于螺旋副摩擦阻力的公式进行计算。拧紧力矩过大，将对强度产生不利的影响，而过小又不能保证联接的可靠性。因此，对于重要的螺栓联接，拧紧力矩或预紧力必需加以控制。所以，进行计算是必要的，而且应将计算的结果标注到相应的装配图纸上。于这一问题相联系的扳手拧紧力矩或预紧力的测定方法，以及拧紧后的防松措施，也必需考虑好。

③确定螺栓直径 螺栓的直径计算是整个螺栓联接设计的核心部分。因为只要直径确定了，就可以根据标准确定螺栓其它部分的尺寸（螺栓的长度可根据杯联接零件的厚度和螺母、垫圈等的厚度来确定）。教材中介绍了螺栓直径的简化计算方法，以及螺母按疲劳强度的精确校核方法。在螺栓疲劳强度的精确校核中，螺栓联接的受力变形线图应该给予特别的注意。弄清楚为什么当紧螺栓受到轴向拉伸载荷时，它的预紧力会变小，而螺栓的总载荷并不是预紧力与外载荷的和。在这个基础上，了解为什么降低螺栓刚度、增大被联接件刚度以及增大预紧力可以提高螺栓的抗疲劳能力。

④提高螺栓联接强度的措施 在初步确定以上三个问题的解决方案的基础上，还应进一步考虑如何提高螺栓联接的强度。在各类机器中所见到的各种螺纹联接件，大多数是标准化了的。但是也有许多重要的螺栓联接，所用的螺栓、螺母或垫圈具有各种非标准的形状。其原因可以从提高螺栓联接强度的措施这一节中找到答案。应该注意的是，提高螺栓联接强度并不是只有加粗直径这一途径。有时候，其它的措施可能更为合理，更为有效。特别是对于受变载荷的螺栓联接。

三、本章内容的分析与补充

1．螺纹（§5-1）

由于各类螺纹大多已标准化，少量未标准化的也有了推荐尺寸。因而，在讲授表5-1时，要从工艺性、工作时的自锁性、强度、适宜于承受载荷的类型、密封性、传动效率等方面进行互相比较，掌握它们的特点及应用范围。这里应该指出：一般的三角形螺纹联接是不能起密封作用的；所有的螺纹联接都不能保证螺杆与螺母之间有较高的同心度。因此，一般地说，不能用它们来满足某种定位的要求。

2．螺纹联接的类型和标准联接件（§5-2）

螺纹联接的种类很多，基本形式有螺栓联接、双头螺柱联接和螺钉联接三种。它们分别适用于不同的情况，包括被联接件的不同厚度和形状、不同的材料以及联结的装拆要求等。紧钉螺钉联接及地脚螺栓联接则是两类特殊用途的联接，因而具有与一般联接螺纹不同的形状。这些联接用的零件都已标准化，设计时应根据有关标准选用。

3．螺纹联接的预紧（§5-3）

预紧力与拧紧力举之间的关系式是根据机械原理课程中关于螺纹的摩擦力矩的计算公式得出的。应该注意到，由于螺纹联接中实际产生的预紧力比扳手一端所施加的拧紧力要大许多倍。因此，重要的螺栓联接要采用适当的方法与工具来控制拧紧力矩，使之既能达到预紧的目的，又不致拧断螺栓。

4．螺纹联接的防松（§5-4）

应该指出，放松的根本点在于防止螺母和螺栓的相对转动。凡能达到这个目的的措施，都可列为防松方法。一般地说，机械防松要比摩擦防松更为可靠，但成本较高，因而只宜用于比较重要的或机器内部不容易检查到的地方。

5．螺纹联接的强度计算(§5-5)对于一般的紧螺栓联接，在进行强度计算时，可以将总拉力增大30%以考虑拧紧时的扭转切应力的影响。由于螺栓的相对刚度不易计算准确，总拉力也不宜计算准确，因此，这一计算时近似的，但可以认为是偏于安全的。另外，在计算时假定应力在危险截面上均匀分布。实际上，在螺纹根部有严重的应力集中，这一点在变应力计算中通过综合影响系数K来考虑。在强度计算公式中，许用应力[σ]由屈服极限σS除以安全系数S得出。而安全系数则由表5-11查出。应该注意，这时在强度计算公式中所使用的载荷必须是计入各种影响后螺栓承受的总的载荷。对于松螺栓联接，这个总载荷就是工作载荷F；对于只承受预紧力的紧螺栓联接，这个总载荷要考虑拧紧力矩的影响，它等于预紧力QP的1.3倍；对于同时承受轴向工作载荷的紧螺栓联接，要考虑受载后补充拧紧的影响。这个总载荷是总拉力Q的1.3倍。对于绞制孔用螺栓联接的强度计算，所用的安全系数也由表5-11给出。

6．螺栓组联接的设计（§5-6）

本节除应掌握螺栓组联接结构布臵的一些原则外，还应注意到有些简化假设是有一定条件的。例如，假设绞制孔用螺栓组联接在受横向载荷时，各个螺栓均匀受力。这种假设只适用于沿载荷作用方向排列的螺栓个数不很多的情况。

下面对受倾覆力矩的螺栓组联接的受力分析做一些补充说明。

1）计算时假定地板是刚性的，倾转时不变形，即仍能保持为平板；地基与螺栓则是弹性的。同时，假定地板在受到倾覆力矩作用时，将绕对称轴线O-O旋转(参阅教材图5-27)。后面的分析及所得到的计算公式都是在这个假定的前提下产生的。这一假定对于刚性（例如刚或铸铁的）底座安装在弹性（例如水泥的）地基上是合适的。如果不是这样，则随着地基和螺栓的刚度的不同，倾转中心的位臵将发生变动。对于图5-27所示的受力情况，如果地基相对螺栓来说，刚度增大，倾转中心将移向右侧，各螺栓和地基所受的载荷情况将随之而变动，其变动情况可以用相同的方法进行分析。

2）螺栓组中受力最大的螺栓的工作拉力Fmax可由式（5-31）计算出，即FmaxMLmaxLi1z2i其中各符号的意义见教材。

这里应注意的是，F只是受力最大的螺栓中的工作载荷，它的总载荷应力Q=F+Q＇，设计时应按总载荷Q来计算螺栓所需的最小直径。

3）为了防止结合面受压最大处压碎或受压最小处出现间隙，应按式(5-32)及(5-33)检查，受载后的σ不超过允许值，σ不小于零，即

pmaxppmaxp

pminppmax0

这里σ代表由于加载而在地基结合面上产生的附加挤压应力的最大值。它由公式（5-34）计算：

pmax1WCmMCmCb CmCmCb其中W为结合面的抗弯截面系数。这里M乘以地基的相对刚度是因为由于而引起得力的变化包括两部分，一为地基的，一为螺栓的，两者的分配比例与它们的刚度大小成正比。

7．螺纹联接件的材料及许用应力（§5-7）

国家标准规定螺纹联接件按材料的机械性能分级（见表5-9，5-10）,螺栓材料机械性能等级的标记代号由“〃”隔开的两部分数字组成，第一部分数字（“〃”前）表示公称抗拉强度（σ）的1/100；第二部分数字（“〃”后）表示公称屈服极限（σ）或公称屈服强度（σ）与公称抗拉强度（σ）比值（屈服比）的10倍。这两部分数字的乘积为公称屈服极限（σ）或公称屈服强度（σ）的1/10。例如强度级别标记为4.6，表示材料的抗拉强度极限为400MPa，屈服比为0.6，屈服极限为240MPa。标准又规定螺母材料的强度不低于与之相配的螺栓材料的强度。螺母材料性能等级的标记由可与之相配的螺栓的最高性能等级标记的第一部分数字标记。这样规定保证了联接的承载能力可达到螺栓或螺钉的最低屈服极限，在这之前不致发生螺母脱扣。因为螺杆的断裂是突然发生的，比较容易发现，螺母脱扣是逐渐发生的，很难发现，增加了由于螺纹组合件失效而造成事故的可能性。所以对螺纹联接，如果失效的话,希望失效的形式是螺杆断裂而不是脱扣。在许用应力中所使用的的安全系数，请参看§5-5种的有关说明。

8．提高螺栓联接强度的措施（§5-8）

本节中所叙述的几条提高螺纹联接强度的措施都是很重要的。对于重要的螺纹联接，特别是承受变载荷的，应该考虑采用这些措施。这时，就不一定采用标准的螺纹联接件了。

为什么悬臵螺母可以改善螺纹牙上的载荷分布不均呢？因为原来螺母受压，螺杆受拉，两者的变形不协调，引起载荷分布不均匀；改为悬臵螺母后，两者都变为受拉，变形比较协调，载荷分布也就比较均匀了。

9．螺旋传动（§5-9）

讲授这一部分内容时，应注意螺旋传动与前面的螺纹联接的差别。虽然它们都由带螺纹的零件组成，但两者工作情况完全不同，从而在要求上也有很大差别。对螺旋传动来讲，由于要传递运动，主要要求保证螺旋副有较高的传动效率和磨损寿命。从这一基本点出发，去理解它的结构设计、材料和设计计算方法的特点以及与螺纹联接的差别。

虽然滚动螺旋传动和静压螺旋传动在精密机械中已有广泛的应用，但限于篇幅，在本节只对它们作简单的介绍，而把主要的重点放在最基本的滑动螺旋传动的设计和计算上。

四、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排8个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。螺旋传动不占计划学时，安排一个设计大作业。安排一次参观，安排做一个实验。

第六章 键、花键、无键联接和销联接

一、本章主要内容及教学要求

本章主要内容为键及花键联接的类型、结构、特点和应用，失效形式和强度计算。

健、花键和销大多已标准化，因此学习本章的主要要求是：

1．了解键联接的主要类型及应用特点，掌握键的类型及尺寸的选择方法，并能对平键联接进行强度校核计算。

2．了解花键联接的类型、特点和应用。掌握花键联接强度校核方法。3．对无键联接、销联接的类型、特点及应用有一定的了解。

二、本章重点、难点及注意事项

本章重点是键与花键的类型、尺寸选择和强度校核方法。应注意以下几点：

1．根据轴与毂是否有相对轴向移动，平键联接和花键都可分为静联接与动联接。由于静联接与动联接的失效形式不同，因而计算准则也不相同。对于静联接与动联接，强度校核公式中的主要区别在于许用值不同。当静联接与动联接的材料相同时。在选取许用值时应注意，应为联接中最弱材料的许用值。

2．图6-6所示的平键联接受力情况只是为了计算方便而进行的一个简化假设，即认为载荷在键的两侧工作面上均匀分布。实际上这样的载荷分布情况是不可能建立的。若区间作为分离提（图6.1a），可知键并非处于平衡状态，而是要沿顺时针方向转动。因而可以判定键在工作时，两侧面压力的合力N必须共线（图6.1b），键才能处于平衡状态。因此，实际上载荷在键两侧工作面的高度方向上为不均匀分布。此外，由于轴的扭转变形，实际上载荷在键的长度方向上也是不均匀分布的。

3．在花键联接强度计算式（6-5）和(6-6)中，考虑到载荷不可能均匀分布的分配到各个花键齿上,所以引入了一个载荷分配不均匀系数。在制造及安装精度相同的情况下，齿数越多，载荷在各花键齿上的分配就愈不均匀，的取值愈偏于0.7～0.8的下限。与平键联接相似，载荷在每个花键齿的高度方向上和长度方向上也是不均匀分布的。应说明的是，载荷分配不均系数并未考虑上述载荷分布不均的影响。

4.平键联接和花键联接中，存在着载荷分布不均的问题；在用花键联接或沿轴向多于一个平键时，还存在着载荷分配不均问题；其它机械零件工作时也常存在这方面的问题。因此，零件的计算模型与零件实际工作情况之间必然存在着差距的简化程度，该差距的大小与计算模型的简化程度有关。在机械零件的强度计算中，这方面的影响常用试验得到的许用应力或修正系数等来考虑。在平键联接和花键联接中，载荷分配不均的影响是由修正系数来考虑的，而载荷分布不均的影响是在许用应力中加以考虑的。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排3个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。

第七章 铆接、焊接、铰接和过盈联接

一、主要内容、特点、及教学要求

1．主要内容

本章每节讲解一种联接，因而只是简要阐述了关于铆接、焊接、胶接和过盈联接的基本知识，其中主要是：

1）铆缝的类型、结构、应用场合、受力状况、破坏形式及设计计算概要。2）电弧焊缝的基本类型、结构、应用场合、受力状况、破坏形式及强度计算。3）胶接接头的类型、结构、应用场合、受力状况、破坏形式及设计要点。4）过盈联接的类型及应用，过盈联接的工作原理、装配方法、受力及应力状态、失效形式及设计方法。

2．特点

1）本章所述几种联接的结构设计、工艺要求、强度计算、许用应力等，都与它们各自的专业技术规范或规程密切相关，因而教材提供的资料只适用于一般的情况，具体设计各专业产品时，都应以各该专业的技术资料为依据。

2）焊缝强度计算是根据在多种假设条件下建立的简化了的力学模型，并通过实验取得强度校核用的许用应力。采用这种“条件计算”的原因是：焊缝受力时附近的应力分布情况非常复杂（图7.1、7.2、7.3），应立集中及内应力很难准确决定，而通过热处理等工艺措施又可得到一定的改善。在这种情况下，采用“条件计算”既可使计算程序大为简化，又能保证焊缝经得起实践的考验。

3）胶接强度的计算方法一般较为复杂，目前还未达到适合工程需要的简明而通用的程度，同时在通用机械中，胶接还应用较少，故本章未予详细介绍。3．学习要求

了解关于前述几种联接的基本知识（类型、结构、应用场合、常用材料、有关标准和工艺要求），掌握他们的受力状况、破坏形式和基本的设计计算方法。

二、本章重点及注意事项

1．重点

本章重点是前述几种联接的受力状况、破坏形式及设计要点。2．注意事项

1）要明确在联接设计中，必须同时满足联接强度和联接零件本身的强度这两个要求，并学会相应的计算方法。

2）要正确理解焊缝强度计算公式的条件性，掌握某些计算公式（如表7-2中图i对应的强度计算公式）与一般力学计算公式的差异。

3）过盈联接中，联接零件强度计算的理论基础是厚壁圆筒的应力分析，如对此项理论还不够熟悉，应先复习材料力学中的这一部分，以便为顺利进行学习准备条件。

4）过盈联接最大径向压力的计算公式（7-11a）只适用于弹性变形范围，而不适用于塑性变形范围。另外，它没有计入离心力的影响，因而也不适用于高转速的过盈联接。

5）当过盈联接的配合部位p很大而有可能进入塑性范围时，应按式（7-15）、（7-16）给出的条件进行检验，以判断联接是否仍可正常工作。

6）过盈联接设计计算的步骤较多，学习时应自行理出一个线索，并搞清何时计入式(7-12)中的2u及何时不计入2u的原因。

7）采用过盈联接时，应注意对配合部位的应力吉中情况采取适当的措施（参考图15-19），以提高廉洁的工作能力。

8）由于本章只是简要介绍有关前述几种联接的基本知识和一般资料，如与专业需要或工作中使用到其中某个部分时，还应适当加学有关的专业规范和技术资料，决不应移花接木，混淆使用条件。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排0个学时，为了内容完整，要求学生自学。

第八章带传动

一、本章主要内容、特点及教学要求

1.主要内容

本章主要内容是带传动的类型、工作原理、特点及应用，带传动的受力情况、带的应力、弹性滑动和打滑, 以及V带传动的设计准则和设计方法等。最后对高速带传动和同步带传动作了简要介绍。

2.特点 本章特点是讨论一种以柔韧体(带)为中间体的摩擦传动。带必须具有初拉力才能在工作时产生摩擦力和松、紧边的拉力差(有效拉力)。同时，由于带是柔韧体，它本身不可避免的弹性变形，必然在带轮上产生弹性滑动。此外，与啮合传动相比，摩擦传动还有一种特别的失效形式一一打滑。

3.教学要求：

1）了解带传动的类型、特点和应用场合。

2)熟悉普通V带的结构及其标准、V带传动的张紧方法和装臵。

3)掌握带传动的工作原理、受力情况、弹性滑动及打滑等基本理论、V带传动的失效形式及设计准则。

4)了解柔韧体摩擦的欧拉公式、带的应力及其变化规律。5)学会V带传动的设计方法和步骤。

二、本章重点、难点及注意事项

1.在§8-1中主要应掌握：

1)对带传动的工作原理，重点是从本质上了解带传动是一种摩擦传动。同时明确靠摩擦传递动力时，摩擦面间一定要有足够的正压力，而带与带轮间的正压力是靠把带张紧而产生的。

2）对各种带传动的特点，应着重了解平带传动与V带传动的特点，并加以比较。

3)对V带的结构，应着重了解各种V带的结构特点，并加以比较。

4)对普通V带的结构及其标准，应注意将帘布芯结构与绳芯结构加以比较。5)在分析V带传动的工作原理时，应该联系槽面摩擦理论。V带的工作面是两个侧面，因而与平带相比，在同样的张紧力下，带与带轮间能产生较大的正压力及摩擦力，所以能传递较大的圆周力。

2.带传动工作情况分析(§8-2)一节是本章的理论基础，包括以下主要内容：

1)带传动的受力情况分析。其核心就是要找出紧边拉力F1、松边拉力F2、初拉力Fo、有效拉力Fe 的关系式。从这些关系式中可以得到以下重要结论： ①带工作时，带的两边即产生拉力差，绕上主动轮的一边拉力增大而成紧边，绕出主动轮的一边拉力减小而成松边，而且紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，紧边拉力Fl与松边拉力F2之间存在着

F1ef的关系。F2②有效拉力Fe等于带与带轮整个接触面上的总摩擦力Ff,即等于紧边拉力Fl与松边拉力F2之差，见式(8-2)。

2)关于最大有效拉力。学习这一部分内容时，应该明确以下几个概念： ①柔韧体摩擦的欧拉公式(8-5)是在具有打滑趋势时摩擦力达到极限值的条件下推导出来的。②式（8-5）F1Fef中，只给出了1的比值，并未给出F1与F2的实有值，例F2F2如F1487.5…无数个不同的实有值的比值，此时，可由F1F22时，可以有，，2415F2分别得出2、4、7.5等不同值的有效拉力Fe。

③在一定的F1/F2的条件下，F1与F2的具体数值取决于初拉力Fo的大小,故F0对传动有很大的作用，例如Fo 等于O时，就根本不能传动。④由式(8-7)可知，最大有效拉力 Fec 的大小取决于初拉力Fo、包角α和摩擦系数f的大小。⑤实际有效拉力的数值与传动中的包角大小和摩擦系数无关，它是一个己知数，是由传递的功率P和带的速度v决定的。

3)关于带的应力分析，应注意以下几点：

①分析带在工作时的各种应力，包括拉应力σ、弯曲应力σb离心应力σc的分布情况以及最大应力发生在何处。②弯曲应力σb 与带的厚度h和带轮直径D有关,这就是要限制h/D,特别是要限制小带轮直径D1的原因。

③离心应力σc 实际上是由离心力(惯性力)引起的拉应力的增量。其根本原因在于带绕带轮作等速圆周运动时,必须有一个使带连续向轮心弯转的力，以产生向心加速度，因而就必然产生一个与该力方向相反的离心力。这个离心力就产生了带上的拉应力增量，即称为离心应力。④离心应力与带的线密度(kg/m)和带的速度有关，这就是需要限制带速的原因。⑤根据带工作时应力大小和变化情况，以及保证带传动时不打滑的条件，来分析带传动的失效形式和确定带传动的设计准则。

4)带的弹性滑动与打滑，是本章中的一个重点，也是一个难点。

为了加深对这一概念的理解，可通过带传动的实验来建立感性认识。学习这一部分内容，应该明确以下几点：

①带在工作时产生弹性滑动的根本原因在于带本身是弹性体，而且带的紧边与松边之间存在着拉力差。由于带从紧边转到松边时，其拉力减小，要产生弹性收缩；反之，带从松边转到紧边时，其拉力增大，要产生弹性伸长。因而带在工作过程中就不可避免地要产生弹性滑动。②带的弹性滑动并不是发生在相对于全部包角的接触弧上，而总是发生在位于滑动角内的那一部分接触弧上。

③由于弹性滑动的影响，将使实际平均传动比大于理论传动比。但在一般的传动中，因滑动率并不大(ε=1%～2%)，故可不予考虑。

④打滑是由于要求带所传递的圆周力超过了带与带轮间的最大摩擦力(即最大有效拉力)，使滑动角扩大到几何包角而引起的，它是必须避免的。

3.关于V带传动的设计计算，着重于学会V带传动的设计方法和步骤。应该明确为什么要使小带轮直径D1≥Dmin，带的速度 5m/s

4.“V 带轮的设计”一节中，除应了解V带轮应满足的要求外，还应着重掌握根据带轮直径来选择其结构型式，根据带的型号来确定轮槽的尺寸。

应该说明的是，V带两侧面夹角为40°。而轮槽揳角常是34 °, 36°或38°。其原因是V带在带轮上弯曲时,截面形状发生了变化,外边(宽边)受拉而变窄，内边(窄边)受压而变宽，因而使带两侧面的夹角变小。带轮直径越小，这种变化越显著。为使带侧面和轮槽有较好的接触，应使轮槽模角小于40°,且随着带轮直径的减小而减小，见表8-12。

5.在§8-6一节中，主要是对高速带传动和同步带传动作一般性的介绍。对于高速带传动应着重了解其设计特点。同步带传 动是一种新型传动，对它应着重了解其工作原理和特点。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。安排一个结构设计作业、安排一次参观。

第九章 链传动

一、本章主要内容、特点及教学要求

本章主要介绍链传动的工作原理、特点及应用范围；着中分析了链传动的运动不均匀性（即多边形效应）产生的原因和链传动的失效形式；阐明了功率曲线图的来历及使用方法；着中论述了滚子链链传动的设计计算方法及主要参数选择；简要介绍了齿形链的结构特点及链传动的润滑和张紧的方法。主要教学要求是：

1）了解链传动的工作原理、特点及应用。2）了解滚子链的标准、规格及链轮的结构特点。3）掌握滚子链传动的设计计算方法。

4）对齿形链的结构特点以及链传动的布臵、张紧和润滑等方面有一定的了解。

二、本章重点及注意事项

1．在讲授§9-1链传动的特点及应用时，应注意以下几点：

1）链传动属于啮合传动，能获得准确的平均传动比，又能实现较大中心距的传动。由于刚性链节在链轮上呈多边形分布，引起瞬时传动比周期性变化和啮合时的冲击（常称为多边形效应），因而其传动平稳性差，不宜用于分度机构。

2）链传动可在多粉尘、油污、泥沙、潮湿、高温、及有腐蚀性气体等恶劣环境中工作，如用于掘土机中的运行机构中。这是由于它是一种非共轭啮合传动，对链轮齿形加工误差、链条几何形状（如链节距不均匀性）误差要求不严，并且对啮合时嵌入的污物有很大的容纳能力。3）链传动不宜用于载荷变化很大和急速反向的传动中。这是由于链传动的紧边工作时形如弦索，它们的自振频率较易与外界干扰力合拍而引起振动。此外，链传动的松边及紧边呈悬垂线状态，在起动、制动及反转时，能引起传动系统的惯性冲击。因此，链传动工作时有噪声在急速反向传动中更为严重。

2．讲授§9-4时，应重点了解链传动的“多边形效应”，也就是说，了解链传动的运动不均匀性及动载荷时怎样产生的。通过学习本节必须认识到，链传动的瞬时传动比在传动过程中是不断变化的。由于刚性链节在链轮上呈多边形分布，在链条每转过一个链节时，链条沿垂直于运动方向得分速度也在作周期性变化，从而导致运动的不均匀性。可以证明链传动的瞬时传动比为is12R2cosR2cos。在传动中γ角与β角不是时时是相等的，因此其瞬时传动比也不断变化。只有在z1=z2，链传动中心距恰好是节距的整数倍（即γ角与β角的变化完全相同）时，瞬时传动比方为常数。

链传动运动不均匀及刚性链节啮入链轮齿间时引起的冲击，必然要引起动载荷。当链节不断啮入链轮齿间时，就会形成连续不断的冲击、振动和噪声，这种现象通常称为“多边形效应”。链的节距越大，链轮转速越高，“多边形效应”就越严重。

在设计时，必须对链速加以限制。此外，选取小节距的链条，也有利于降低链传动的运动不均匀性及动载荷。

3．学习§9-6时，首先要了解确定滚子链传动的承载能力的主要依据是什么。随着链传动技术的发展，磨损已不再是限定其承载能力的主要失效形式。这是由于链条及链轮材料、热处理工艺的改进，链条零件表面硬度及耐磨性有很大提高的缘故。又因近代润滑技术的发展和对链条工作时铰链润滑状态的试验研究发现，当链条啮入链轮齿间而相对转动360°/z（z为链轮齿数）时，铰链内不润滑油可行成承载油楔，这是套筒和销轴间处于流体动力润滑状态。实践证明：一个设计和安装正确、润滑得当、质量合乎标准的滚子链传动，在运转中由于磨损产生的伸长率还没有达到全长的3%时，链条元件已产生疲劳破坏或胶合。所以确定滚子链传动的承载能力，通常以抗疲劳强度为中心的多种失效形式的功率曲线图为依据，见图9-

12、9-13；只有在恶劣的润滑状态下工作的链传动，磨损才依然作为限定其承载能力的依据。讲授本节时，必须设法让学生弄清额定功率曲线图（图9-12和图9-13）的意义和实验条件。图9-12位单列滚子链额定功率曲线，曲线1、2、3组成的封闭区说明了链传动的各种失效形式都在一定条件下限制其承载能力，曲线1是由链板疲劳强度所限定，曲线2是由套筒、滚子冲击疲劳强度所限定，曲线实际使用的功率曲线为图9-13，较图9-12作了些修正，比较安全。修正的主要依据是，链传动各种失效形式的强度试验数据较分散，特别是胶合强度试验数据离散性较大。由于在高速区内，随着转速的增加，极限功率下降迅速，故图9-13中功率曲线的最右段均有一垂直线，用以限定小链轮的最高转速。

图9-13所示的额定功率曲线图，是在特定条件下用国产10种型号的单列A系列滚子链作试验，在避免出现各种失效形式的前提下，按试验数据绘制而成的。它代表不同链节距的单列链条，在不同转速n1和不同润滑条件下所能传递的功率，是滚子链传动设计的依据。

4．讲授§9-6时，还要了解链传动主要参数对传动性能的影响，引导学生学会合理的选择参数，并掌握链传动的设计步骤。

链传动的设计计算通常是根据所传递的功率P、工作条件、链轮转速n1、n2等，选定链轮齿数z1、z2，确定链的节距、列数、传动中心距、链轮结构、材料、润滑方式等。

1）合理选定链轮齿数是设计中的一项重要任务。小链轮齿数z1选得多一些，一般来说对链传动是有利的。这是由于z1的增加，多边形效应减小，从动轮速度变化率降低。当z1>21时，v2v1v2100%可小于1%。小链轮齿数z1选得太多，则大链轮齿数z2将更多，不仅增大了传动尺寸和重量，而且会缩短链条使用寿命。这是由于在链节距伸长量Δp相同的条件下，齿数愈多，链轮上的节圆直径增量Δd愈大，链条移向齿顶，越易从链轮上脱落。因此z增加则节距的允许相对伸长量（Δp/p）%降低，链传动的寿命减小，故常取z2max≤120。

小链轮齿数z最好与链条节数互为质数，这样才能轮流更换链轮齿和链节的啮合，从而得到较为均匀的磨损。

2）链节距p已标准化。它不仅反映了链条和链轮各部分尺寸的大小，而且是决定链传动承载能力的重要参数之一。

根据链传动额定功率P及小链轮转速查功率曲线图9-13（注意n1限制范围），在图上选择两种相近的节距，经过比较后择优选定其中的一种。为了使结构紧凑，传动平稳，尽可能选用较小间距的单列链；速度小而功率大时，可选用小节距的多列链，如石油钻采机械上广泛选用两列以上的多列链，可以传递1000kW以上的功率。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段介绍结构图，减少推导。安排一个结构设计作业、安排一次参观。

第十章 齿轮传动

一、本章主要内容、特点及教学要求

1．本章主要内容为齿轮传动的基本设计原理及强度计算方法。

2．本章特点是：齿轮传动是机械传动的学习重点，内容较多，涉及的先修知识较广，设计程序较繁，所用的参数、系数及其相关资料也较多，需要特别细致地分析研究与区别对待。

3．本章教学要求是：熟悉齿轮传动的特点及应用，掌握不同条件下齿轮传动的失效形式、设计准则、基本设计原理、设计程序及强度计算方法，掌握不同类型、不同尺寸齿轮的结构设计。

二、本章重点、难点及注意事项

1．本章重点为标准直齿圆柱齿轮传动的设计原理及强度计算方法。2．本章难点是如何针对不同条件恰当的确定设计准则和选用相应的设计数据。

3．本章应当注意：

1）督促学生复习有关的先修知识，排除学习时的障碍。应当切实检查下列内容掌握的程度。

①“机械原理”方面：啮合原理；渐开线的基本特性；齿轮传动的几何计算；单齿对啮合及双齿对啮合区，啮合区内轮齿啮合线总长；端面重合度与轴向重合度；斜齿轮的当量直齿轮及当量齿数；圆锥齿轮的背锥、当量圆柱齿轮及当量齿数；齿轮的变位及变位齿轮的特性等。

②“金属材料及热处理”方面：碳钢、合金钢的特性与应用；常化、调质、淬火、渗碳、氮化等热处理的特性及应用。

③“机械制图”、“公差及互换性测量”方面：齿轮传动精度及公差的选定与标注。

2）要能根据齿轮传动的工作条件及失效情况，辩证的确定设计准则。具体确定设计准则时，应注意掌握几个基本点：损伤出现于轮齿的什么部位，损伤的基本原因，损伤表明了轮齿的什么能力（或强度）不足，以及保证齿轮传动所需工作寿命应采取的措施等。

3）掌握好有关金属材料及热处理的基本知识是学好§10-3的先决条件。这里必须注意两点：一是选材时要遵循“齿面要硬，齿芯要韧”的基本原则；而是要密切结合生产实际，除了特殊需要外，一般应考虑生产单位所能提供的材料及毛坯，并力求符合技术经济原则。

4）讲授§10-4时，主要是注意讲清楚KA、Kβ、KV、Kα个系数的4个系数的基本含义、实质以及它们之间的差别。对减小Kβ、KV措施有个基本认识即可。要学会查用各个系数的图表。查用图表时应注意有关说明及表注。查取齿轮的KV（图10-8）时，应注意横坐标v为齿轮的节线速度、对标准圆柱齿轮，v就是齿轮分度圆处的圆周速度。在查取系数Kβ时，一般应按小齿轮相对支承的位臵、齿宽系数Фd大小、齿宽及齿轮的精度等级，先从表10-4中查取接触强度计算用的齿向载荷分布系数KHβ，然后再按KHβ的值从图10-13中查取弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数KFβ

5)§10-5为齿轮强度计算的主要内容,并且是§10-

7、§10-8的基础。从设计准则到实用的强度计算公式,有一个如何处理及演化的过程。要综合考虑轮齿的啮合位臵(是单齿对啮合还是双齿对啮合)及实际啮合状况(齿轮精度高低误差大小及轮齿的弹性变形大小),从齿顶进入啮合起,到齿根退出啮合止(或相反),沿整个工作齿廓找几个有代表性的啮合位臵,逐一分析,对比轮齿受载情况及产生应力的大小,从而确定按轮齿的哪一个啮合位臵计算其强度(齿根及齿面强度)较为合理,并符合实际情况。

对于按照分析所得结论导出设计公式的过程,只要求能够看懂,能说清楚是按什么准则什么结论建立的,公式中各符号的含义以及如何分别确定它们的代入数值和单位。6)必须注意,轮齿的受力分析是个不能忽视的问题,如果把力的大小或方向搞错了,就会带来一系列的错误,甚至造成严重的后果。所以对轮齿受力的分析应当着重学习,并多作几次练习。

直齿圆柱齿轮的受力分析比较简单,但它是斜齿轮和圆锥齿轮受力分析的基础。学习直齿圆柱齿轮的受力分析时(参看图10-14)就应明确记住:力的作用点为节点P,正压力Fn在法面αbcP内沿啮合线指向齿面,主动轮的圆周力Ftl的方向与齿轮的转向相反,径向力Fr1的方向沿半径指向轴线,从动轮所受的力与主动轮上的力大小相等,方向相反。各力的数值按式(10-3)计算。

7)凡是影响轮齿形状的因素都要影响到系数 YFa 及 Ysa。影响轮齿形状的因素

有基准齿形(它包含4个参数:n、ha、c、及,内、外齿,齿数及变位系数。因此

查用系数YFa、Ysa 的图表时,一定要注意这几个影响因素是否与设计的情况相符,若有一个不符,都不能查用。表10一5所列的系数YFa、Ysa为标准外齿轮(变位系数z=O)的数值。其它说明见表注。

8)实际选定齿轮的设计参数(z1及Фd)时,不必受书上荐用数值的限制。要做到合适,应参考现有机器设备,并逐渐从实践中积累经验。

计算许用应力时所用的σlim、KN值都是通过实验确定的。其中极限应力σ1im是按失效概率为 1%确定的,也就是说安全系数S取为1时,从概率的意义上说，会在设计的使用期间失效的齿轮 只占1%。对接触疲劳强度计算,由于点蚀破坏后只引起噪声、振动增大,并不立即导致不能继续工作的后果,故可取S=SH=1。但是,如果一旦发生断齿,就会引起严重的事故,因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取S=SF=1.25～1.5。

图10-20、10-21中,相应于材料的每一个硬度值,σlim的值分别给出了代表材料质量等级的3条线ME、MQ和ML。其中ME表示齿轮材料和热处理质量达到很高要求时的极限应力取值线；MQ表示齿轮材料和热处理质量达到中等要求时的极限应力取值线；ML表示齿轮材料和热处理质量达到最低要求时的极限应力取值线。在对齿轮材料质量的情况不甚清楚的前提下, 宜在MQ线上查取齿轮材料的极限应力值。

9)齿轮的精度及公差主要应在“公差及互换性测量”课程中学习,本章只要求能够正确地选择和应用它们。10)从教材第212页“齿轮传动的强度计算说明”中应注意明确两点：一为设计齿轮时应以哪一个许用弯曲应力值[或[σ]F/(YFaYSa)]代入设计公式计算才算合理；二为确定齿轮许用接触应力[σ]H的办法。11)斜齿轮与直齿轮的强度计算基本原理是一样的,因而学习的重点主要是掌握它的计算特点。斜齿圆柱齿轮强度计算的特点为：

①斜齿轮轮齿上所受的力及其强度都按法面分析计算,故应采用法面上的各个参数。按表10-5查取斜齿轮的系数YFa、YSa时,必须按当量齿数zv查表。

②搞清强度计算式中引入重合度，弯曲强度计算式中引入螺旋角影响系数Yβ的意义。

③接触强度计算式中仅系数ZH的含义与直齿轮的不同。各公式的推导只要能看懂即可。式(10-18)不必深究。

12)§10-7中另一个重要内容是轮齿的受力分析。与直齿轮比较(对比图10-14)，因斜齿轮的齿向偏斜了一个β角（图10-24），轮齿的法面abcP也跟着转过一个β角,但正压力Fn仍作用在法面内并指向齿面。正压力Fn分解成Ft、Fr、Fa三个相互垂直的分力。力的作用点及主动轮上的作用力Ft1、Fr1的方向仍按对直齿轮的规定进行确定。主动轮的轴向力Fa1的方向,应根据分析理解来判断,亦可按左旋齿用左手(右旋齿用右手)四指弯曲表示主动齿轮的回转方向,则大拇指伸直的方向就是Fa1的方向(不适用从动轮)。从动轮所受各力仍按作用力与反作用力大小相等、方向相反的规律确定。

各力的数值按式（10-14）计算。Fn的计算式除教材给出的推导方法外,还可如下推得：参看图10-24，先在啮合平面b´beP内把Fn分解为Fa及在端面a´b´cP内的分力Fn,然后再将Fncosb在端面内分解为Fr及FtFncosbcost，从而得到FnFtcosbcost。不论用何种方法分解，所得F、F、F、的数值均不变。

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r

a13）对圆锥齿轮传动设计计算的学习重点亦是掌握其特点。处理直齿圆锥齿轮传动设计计算最基本的一点,就是把直齿圆锥齿轮的强度看作是与其平均分度圆处的当量直齿圆柱齿轮的强度相当，因而强度计算式及其推导过程都可沿用直齿圆柱齿轮的，只是采用直齿圆锥齿轮平均分度圆处的当量圆柱齿轮的参数而已。这一基本特点应切实掌握。

14）直齿圆锥齿轮的受力分析，应注意掌握它与直齿圆柱齿轮的不同之点(见图10-34)。圆锥齿轮的轮齿向一端下倾了一个δ角。正压力Fn亦分解为 Ft、Fa、Fr三个方向相互垂直的分力。只是必须注意一点,求从动轮的各分力时,由于主、从动轮的轴线相互垂直,因而主动轮的径向力Fr1就与从动轮的轴线平行,得Fr1与Fa2大小相等,方向相反；而轴向力Fa1则垂直从动轮的轴线，得Fa1与Fr2大小相等,方向相反。主动轮的Ft1、Fr1 的方向仍沿用直齿圆柱齿轮受力分析的规定来确定,Fa的方向不论是主动轮还是从动轮都是由锥顶指向大端(使主、从动轮相互分离。若是分析的结果,轴向力是使主、从动轮相互挤紧,那就错了)。

15）对变位齿轮传动的设计仅要求有个原则性的认识，能搞清下列三个基本点即可：

①变位齿轮的弯曲强度或接触强计算公式皆沿用标准齿轮的计算公式，但应注意，变为后的齿形及轮齿的啮合情况都有改变，系数YFa、YSa、ZH之值要按所定变位系数之值查相应的图表。

②如何通过变位来提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。③按节圆及其参数(α´、β´)作受力分析。

16）教材中对齿轮的结构设计只作了原则性的说明,实际设计时应从生产条件出发,作全面的工艺性考虑。为了装配圆柱齿轮时不致因轴向错位而导致啮合齿宽减小,往往把小齿轮的齿宽在计算齿宽的基础上再加宽一些。各式齿轮的结构及尺寸可参考生产图纸或有关手册。

17）齿轮传动的润滑是个重要问题 , 而且是一种专门性的学问，§10-11只作了简要介绍,若须深入了解时, 应学习有关专门性著作。

18）作习题时应当注意，本章编入的习题较多，但并不要求都做，除第1题必须做之外，其它题可根据读者的工作性质或学习的专业，从中挑选较为合适的进行练习即可,也可自行拟订题目。做题之先应仔细学习例题,注意搞清解题步骤和切实学会查用有关图表数据。作题时应针对题目性质选取合适的配对齿轮的材料、热处理(包括硬度)、精度、z1及d等,尽可能反映设计的合理性。计算完毕后最好绘制一张齿轮工作图，例如图10-32。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排10个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。安排一次习题课、安排一个结构设计作业、安排一次参观。

第十一章 蜗杆传动

一、本章主要内容、特点及教学要求

1.主要内容

蜗杆传动是用来传递空间互相垂直的两相错轴之间的运动和动力的,是一种大传动比的传动机构。本章主要介绍普通圆柱蜗杆传动及圆弧圆柱蜗杆传动的主要参数、几何尺寸计算、承载能力计算及热平衡计算。附带介绍几种新型蜗杆传动的特点及应用。

2.特点

1)蜗杆传动在啮合传动中有相当大的滑动 , 因而它的失效形 式主要是胶合、磨损及点蚀。

2）普通圆柱蜗杆共分为阿基米德蜗杆(ZA型)、渐开线蜗杆(ZI型)、法向直廓蜗杆(ZN型)和锥面包络蜗杆(ZK型)四种,国标推荐采用ZI和ZK这两种蜗杆。普通圆柱蜗杆传动在中间平面内相当于齿条与齿轮的传动, 其承载能力可仿照圆柱齿轮承载能力的计算方法进行计算。

3）圆弧圆柱蜗杆传动和普通圆柱蜗杆传动相似,只是齿廓形状有所区别。在中间平面上,蜗杆的齿廓为凹弧形,而与之相配的蜗轮的齿廓则为凸弧形,见图11-8 所示。

4）对一般闭式的动力蜗杆传动,必须进行热平衡计算。3.教学要求

1)掌握蜗杆传动的几何参数的计算及选择方法。2)学会进行蜗杆传动的力分析及其强度计算。3）了解蜗杆传动的热平衡原理和计算方法。

4)了解蜗杆传动的类型、变位及蜗杆的刚度计算等。

二、本章重点及注意事项

1.蜗杆的分度圆直径d1及蜗杆传动的传动比i12

设计蜗杆传动时,除了模数m取标准值外,蜗杆的分度圆直径d1亦需取标准值。这样做的主要目的是为了限制切制蜗轮时所需的滚刀数目,以提高生产的经济性,并保证配对的蜗杆与蜗轮能正确地啮合。要引起注意的是蜗杆的分度圆直径不等于mz1，而是d1mq，式中q为蜗杆的直径系数。因此其传动比的计算也就不能用i12 d2nz的公式,而只能用i1212(蜗杆为主动件)。d1n2z12.蜗轮齿数z2的选择

选择蜗轮齿数Z2时, 应注意避免在用蜗轮滚刀切制蜗轮时产生根切,并满足传动比的要求。具体选择时,除了用于分度机构外,一般可采用表11-1中的荐用值。

3.圆弧圆柱蜗杆传动的齿形角及齿廓圆弧半径p在标准中推荐齿形角α=20°～24°，但考虑到蜗杆、蜗轮的加工,啮合时接触线的形状,以及承载能力等,常取α=23°。

ρ这个参数对承载能力的影响很大,较小的ρ值对承载能力是有利的,但太小了,将会产生干涉现象。因此,实际应用中,推荐ρ=(5～5.5)m。

4.蜗杆传动的受力分析

蜗杆传动的受力分析参看图11-13。分析的目的在于找出蜗杆、蜗轮上作用力的大小和方向。它们是进行强度计算和轴的计算时所必需的。分析的方法类似于齿轮传动的分析方法,但各力的对应关系不同于齿轮传动的情况,这一点要特别注意。

5.蜗杆传动的强度计算。

蜗杆传动的强度计算是本章的重点。应该明确，由于蜗杆传动的相对滑动速度大，效率低，发热量大，故蜗轮齿面的主要失效形式是胶合,其次才是点蚀和磨损。目前对胶合和磨损的计算还缺乏妥善的方法，因而通常只仿照圆柱齿轮进行齿面及齿根强度的条件性计算，并在选取许用应力时，根据蜗轮的特性来考虑胶合和磨损失效因素的影响。2)在普通蜗杆传动的强度计算中，蜗轮看成一个斜齿圆柱齿轮,因此,其强度计算是仿照斜齿圆柱齿轮的计算方法进行的。

3)圆弧圆柱蜗杆传动的受力情况与普通圆柱蜗杆传动相似，由于传动时是凹、凸弧齿廓相啮合,且齿形角α=23°,故轮齿强度高于普通圆柱蜗杆。在进行圆弧圆柱蜗杆传动的设计计算时，可先按传动的输入功率Pl、转速nl和传动比i按图11-16初步确定传动的中心距a,并按表11-10确定传动的几何参数,然后校核其蜗轮的齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。

4)这里要注意,由于蜗杆螺旋部分从材质上来看,其强度总是高于蜗轮轮齿的强度,故失效常发生在蜗轮轮齿上,这是蜗杆传动中的薄弱环节。因而在进行齿面接触强度和齿根弯曲强度计算时,是以蜗轮为主的。而进行刚度计算时,由于蜗杆轴较细,且支承间距较长,故应以蜗杆轴为主。

6.蜗杆传动的热平衡 在闭式齿轮传动中,并不是都要进行热平衡计算。而在普通圆柱蜗杆传动中, 因为有很大的滑动速度 ,摩擦损耗大(特别是轮齿的啮合摩擦损耗),所以传动的效率低,工作时发热量大。由于蜗杆传动结构紧凑, 箱体的散热面小,散热能力差，所以在闭式传动中，所产生的热量不能及时散去，油温就急剧升高 , 这样就容易使齿面产生胶合。这就是要进行热平衡计算的原因。热平衡计算的基本原理是单位时间内产生的热量等于或小于同时间内散发出去的热量，即HI≤H2。

在实际工作中,主要是利用热平衡条件，找出工作条件下应该控制的油温to。只要油的工作温度能满足要求,蜗杆传动就能正常地进行工作。

7.在使用表11-8时,注意表中青铜和铸铁的基本许用弯曲应力为应力循环次数N=106时的值，当N≠106 时,需将表中数值乘以寿命系数KFN；当N>25×107 时,取N=25×107；当N<105时,取N=105。使用表11-7时,注意表中锡青铜的基本许用接触应力为应力循环次数N=107时的值,当N≠107时，需将表中数值乘以寿命系数KHN；当N>25×107时,取N=25×107；当N< 2.6×105时,取N=2.6× 105。

8.表11-2推荐的普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数匹配主要用于标准系列的蜗杆减速器, 如需设计非标准的蜗杆传动,除应按算得的中心距a的值选择蜗杆传动的模数及相应的蜗杆分度圆直径d1 外, 蜗轮的齿数及实际中心距可不受表值的限制。

9.在设计普通圆柱蜗杆传动时,如传递的功率较大、滑动速度又不太大时,可考虑用铝铁青铜 ZCuA110Fe3做蜗轮材料。在选取铝铁青铜的许用接触应力时,要先假设一个滑动速度Vs,从表11-6中查取蜗轮的许用接触应力[σ]H。在计算出蜗杆传动的中心距a,并选择了相应的蜗杆传动参数后, 应按公式(11-22)计算滑动速度比Vs。如算得的Vs小于或接近于原先的假设值时,所设计的蜗杆传动是可用的,否则就要重选 [σ]H并进行再一次的设计计算。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。安排一次参观。

第十二章滑动轴承

一、本章主要内容、特点及教学要求

1.主要内容

本章对滑动轴承的特点、典型结构、轴瓦的材料和选用原则作了一般介绍,着重讨论了不完全液体润滑和液体动力润滑径向滑动轴承的设计准则和设计方法,较详细地分析了流体动力润滑的基本方程及其在液体动力润滑径向轴承设计计算中的应用。最后还对液体静压轴承、无润滑轴承、多油模轴承等作了简要介绍。

2.特点本章特点在于液体润滑径向滑动轴承的设计准则和设计方法与其它各章有本质的区别,验算的项目也相随有所差异,学习时应给予特别的注意。

3.教学要求

1)了解滑动轴承的特点和应用场合。

2)对滑动轴承的典型结构、轴瓦材料及其选用原则有一较全面的认识。3)掌握不完全液体润滑滑动轴承和液体动力润滑径向滑动轴承的设计原理及设计方法。

二、本章重点、难点及注意事项

1.本章重点： 1)轴瓦材料及其选用。

2)不完全液体润滑滑动轴承的设计准则及设计方法。3)液体动力润滑径向滑动轴承的设计。2.本章难点为液体动力径向滑动轴承的设计。3.本章内容分析及注意事项

1)首先应结合§12-1重点了解轴承的分类、滑动轴承的特点及应用场合。2)滑动轴承的典型结构,包括轴瓦结构,可结合陈列的实物或模型,重点了解各类径向滑动轴承及轴瓦结构。

3)关于轴瓦,首先应搞清楚为什么要用袖瓦。由于轴瓦的材料和结构对滑动轴承的设计十分重要,因而对轴瓦材料的要求,常用材料的类别应给予一定的重视,掌握这些常用轴瓦材料的性能、特点及其选用原则。

轴瓦上开油孔或油槽的原则及具体开油槽的方法必须搞清楚,这是轴瓦结构设计的一个重要问题。

4)在不完全液体润滑滑动轴承设计计算的一节中,对于不完全液体润滑轴承的失效形式和设计准则(注意与第四章相联系)，重点应明确p≤[p]，pV≤[pV]，V≤[V] 的物理实质在于保证摩擦表面间的吸附油膜不致破裂。因为p间接地表示了轴瓦中的压应力,所以从强度和疲劳观点出发需要限制p,另外,从宏观角度看,为了控制两摩擦表面的局部接触压力,以减小磨损,也需要限制p的值,而pV,从理论上讲表征了轴承单位承压面积上单位时间内产生的摩擦热量,能否保证形成吸附油膜等,因而是不完全液体润滑滑动轴承承载能力的→个重要指标；验算V的原因,教材中已作了说明,这里就不赘述了。

不完全液体润滑径向滑动轴承和止推滑动轴承的设计计算虽方法类同,但应注意它们在计算p,V及确定[p]，[pV] 时的区别。

5)关于§12-7内容的说明

本节主要要求掌握以下几个基本内容 : ①流体动力润滑基本方程及其在设计计算中的应用在推导一维流动的动压轴承的基本方程时要注意基本假设,即推导公式时的前提。具体的推导过程并不主要,重要的是根据式（12-8）以得出形成动压油膜的基本条件。由此,使第四章中有关液体动力润滑的物理解释得到严密的理论证明。②液体润滑径向滑动轴承形成液体动力润滑的过程学习这一段内容的中心目的,是为了使学生理解滑动轴承动压油膜形成过程中各阶段里的物理现象,以加深认识。

③径向滑动轴承的几何关系和承载量系数

a)径向滑动轴承几何计算的核心在于求出油膜厚度的表达式,其中特别是hmin的表达式。在式(12-12)中引入了两个无量纲量,即相对间隙Ф和偏心率χ。χ的大小在径向轴承理论中有重要意义,它实际上反映了轴承的承载能力。

b)滑动轴承的承载量系数 在§12-7中讨论的基本方程[式(12-8)]是假定z轴方向无限长,实际上使用的均为有限宽轴承,因而在计算滑动轴承的承载能力时,必须考虑侧漏的影响。由式(12-22)可见,滑动轴承的承载能力取决于轴承的包角(指进油口与出油口之间的夹角),偏心率和宽径比。

这里需要说明的是,为什么滑动轴承计算中大量采用了无量纲量。因为由相似分析可知,有量纲的问题, 在用相对单位度量时,就可转化为相同的无量纲问题。为了数据的推广和应用,在分析轴承的性能和数据时, 常整理成无量纲之间的函数依赖关系,这样就可把针对某特定结构、参数的轴承计算所得的性能数据,推广 到与此轴承结构、参数相似的一系列轴承上去。因而对轴承的承载能力引入了无量纲系数CP[见式(12-22)] , 称之为承载量系数。对于理解承载量系数,应注意如下几点:(a)Cpf(,,B/d)；

F2(b)承载量系数Cp ,其中F为承载力(即外载荷)。因而只有在工作情况和

2VB参数（如η ,V,B,)不变的情况下,Cp与F的大小变化才相一致。当工作情况、参数不同时,则两者不一定相一致,即承载量系数大,不一定承载力也大；

(c)在同样运转情况下(如F,V 不变),比较具有不同结构参数的轴承的承载能力的大小时,不难看出,具有较大hmin的轴承或者具有较小偏心距e的轴承,承载能力较大；

(d)只有其它情况均不变时 ,hmin 越小(即χ越大),则承载力就越大。然而由于两相对运动表面的加工不平度,轴的刚性及轴承与轴颈的几何形状误差的限制，hmin不能无限缩小,因而提出了许用油膜厚度 [h]的问题。为了工作可靠,必须满足式(12-25)。

④学习轴承的热平衡计算这部分内容要注意以下几个问题：

a)首先要搞清为什么要进行热平衡计算；其次,再搞清楚为什么热平衡计算最后归结为控制其泊的入口温度,即应满足35°≤ti≤40℃。

b)在式(12-28)中,轴承的耗油量系数也是一个无量纲量。由于计算单位时间内的耗油量很复杂,精确计算耗油量应包含三个部分,即承载区的油泄流量,非承载区的油泄流量以及油沟处的油泄流量。故在轴承设计中往往采用大量分析计算

作出了不同B/d时的QVBd曲线,学习时应注意B/d、χ耗油量系数与B/dx的关系,并对曲线的变化形态作出物理解释。

c)在式(12-28)中,有关轴承中的摩擦系数计算公式的推导,请参阅濮良贵主编《机械设计》第五版中304页。

⑤学习参数选择这一部分内容时,主要应理解宽径比B/d、相对间隙ψ和粘度对轴承工作性能的影响,并掌握其选择原则。

6)§12-8简介了无润滑轴承、多油模轴承及液体静压滑动轴承等。教学时应注意如下几点: ①无润滑轴承大多采用各种工程塑料制造 , 应了解这些材料 的性能及特点。主要设计参数的选择原则和承载能力的简化估算方法。

②多油模轴承的类型、结构特点及工作原理。

③液体静压轴承的承载原理及特点(包括定量供油和定压供油)。要了解多油腔静压轴承的工作原理。对于节流器,重点在于搞清节流器的作用。教材中虽然仅介绍了毛细管节流器的结构简图,但其它型式的节流器,如小孔节流器、滑阀节流器、薄膜反馈节流器等，不难从有关阐述静压技术的书籍中查到。

三、本章教学工作的组织及学时分配

本章的教学内容安排4个学时。以多媒体手段介绍结构图，以板书推导和实物共同完成该章的教学任务。

第十三章滚动轴承

一、本章主要内容、特点及学习要求

1.本章主要内容为滚动轴承的选择和轴承装臵的设计。

2.本章特点是：滚动轴承是一个多种元件的组合体(部件)，是由专门工厂大量生产的标准件，而且是用试验与统计的方法按90%的可靠度来规定它的基本额定动载荷的，因而在计算理论和方法上都与其它各章有着较大的区别。

3.本章的教学要求可以概括为两点：一是要能正确地选择轴承的代号(包括类型、结构、尺寸、公差等级、技术性能等特征)；二是要能根据选定的轴承(代号)合理地设计出轴承装臵，以保证正确地使用轴承。

二、本章重点、难点及注意事项

1.本章重点是轴承尺寸的选择,也就是如何最后确定所需轴承的代号。2.本章难点是向心推力轴承(指角接触球轴承与圆锥滚子轴承,下同)的受力分析。这是由于向心推力轴承的受力分析较为复杂,后面将对这个问题作一些补充分析与说明。

3.注意事项

1)为了能够正确地选择轴承的类型,必须注意了解滚动轴承的主要类型、性能、特点及代号等；为了能够正确地使用轴承,必须注意分析对比各种轴承装臵的结构特点和适用场合(包括考虑轴承的类型、工况、装拆、固定、调整、预紧、润滑、密封等)。

2)为了正确选择轴承的尺寸,必须注意对滚动轴承寿命值的概率意义有深刻的理解,搞清寿命计算的理论和方法的特点。

3)正确的受力分析是轴承寿命计算的基础。在选择轴承尺寸时,首先要根据外载荷弄清楚每一个轴承所受到的径向载荷和轴向载荷值。这里,向心推力轴承所受的径向载荷与轴向载荷的计算,又是这一部分的难点,应该予以特别注意。

4)进行滚动轴承寿命计算时所用的载荷是当量动载荷。当量动载荷可由表13-5确定载荷系数X 和Y之后,根据轴承的轴向载荷和径向载荷利用公式(13-8)求得。因此,应充分掌握表13-5的使用方法①。

5)对于那些在工作载荷下基本上不旋转的轴承,或者慢慢地摆动以及转速极低的轴承，均应按照轴承的静强度来选择轴承的尺寸。

6)正确地进行轴承装臵设计对于保证轴承的正常工作是非常重要的。为了满足同样的要求，可能有不同的设计方案。讲授这一部分内容时要注意引导学生分析比较，多看一些图册作为参考。

三、本章内容的分析与补充 1．滚动轴承类型的选择(§13—3)本节叙述进行滚动轴承类型选择时要考虑的主要因素，包括轴承所受的载荷、轴承的转速、调心性能的要求、轴向游动的要求以及安装和拆卸的要求等。在这些因素中，轴承所受的载荷(包 括大小和方向)和转速的大小一般是最主要的。调心性能和轴向游动的要求，只是在某些特殊情况(例如多支点长轴或工作时有较大的温度差时)才需要考虑。但是在任何情况下，轴承应保证轴相对于轴承座体有确定的轴向位臵。因此，一般不能在同一根轴的两边都采用没有轴向限位作用的圆柱滚子轴承。另外，对某些在特殊条件下使用的轴承，还可能提出特殊的要求，例如当径向尺寸受限制时，可能要使用滚针轴承或不包括内圈的圆柱滚子轴承；当轴向尺寸受限制时，可能要使用内圈分为两半的角接触球轴承等等。2．滚动轴承的工作情况(§13—4)这一节首先分析了轴承工作时轴承元件上的载荷分布及应力变化的情况。通过分析可知，固定套圈上承受最大载荷部位附近的区域承受较严重的变应力，容易产生疲劳破坏。这一现象当内圈固定，外圈转动时更为严重。

本节还讨论了向心推力轴承承受轴向载荷的大小对轴承中各滚动体上载荷分布情况的影响。现对这部分内容强调以下几点：

1)接触角α和载荷角β。接触角α是由向心推力轴承本身的结构所确定的一个角度。它是每一个滚动体与外圈滚道接触处的法线方向与轴颈的半径方向之间的夹角，而载荷角β则是分配到该轴承上的径向载荷与轴向载荷的合力与径向载荷之间的夹角，因而是由外载荷所确定的。

2)当一个向心推力轴承受到径向载荷R与轴向载荷A的共同作用时,将有若干个滚动体同时受载。由于有接触角α,每一个滚动体对所受载荷的反力都可以分解为两个分力。一个为径向分力,另一个为轴向分力。而对于一个处于平衡状态的轴承,它的所有受载滚动体的径向分力之和(合力)一定与该轴承所受的径向载荷R平衡。所有受载滚动体的轴向分力之和(合力)一定与该轴承所受的轴向载荷A平衡。

3)分析表明,随着作用到轴承上的轴向载荷的增大,受载滚动体的数目将增多。应该看到,受载滚动体的数目过少,例如少于一半,是不正常的,可以说并没有发挥轴承的潜力。因此,在一定范围内增加作用在轴承上的轴向载荷,对轴承的工作寿命并没有不利的影响。这也从某种程度上解释了为什么在表13-5中的系数 Y的值,在一定条件下等于零。3.滚动轴承尺寸的选择(§13-5)滚动轴承尺寸的选择通常依据安装轴承处的结构尺寸、轴承承受载荷的大小、轴承的寿命和可靠性的要求进行的。一般情况下,首先初选轴承的尺寸,然后进行轴承寿命的验算。因此,关于滚动轴承寿命的计算方法是本节的主要内容,这也是本章的重点内容之一。l 〉基本额定寿命 轴承的寿命是指轴承的套圈或滚动体的疲劳寿命。一批相同轴承的疲劳寿命总是离散的,并服从一定的统计规律。因此,轴承的寿命必然与疲劳失效的概率或可靠度有关。可靠度为90%时的轴承寿命称为基本额定寿命,用L10表示。图13-11中表示一组在相 同条件下运转的轴承的寿命分布(作用在轴承上的载荷恰好等于基本额定动载荷)。从分布曲线可以看出，轴承最长的实际寿命可超过最短寿命的20倍，有50% 的轴承实际寿命可达基本额定寿命的5倍以上。

2)基本额定动载荷

轴承的基本额定动载荷是反映滚动轴承承载能力的一项重要性能参数，其含义为：在该载荷作用下，轴承的基本额定寿命恰好为106转。对于一个具体的滚动轴承,基本额定动载荷是其固有的一个确定值，该值是由实验并经过理论分析得到的。各类滚动轴承的基本额定动载荷的值可由滚动轴承产品样本或滚动轴承手册中查得。

国家标准(见78页注①)对向心轴承的基本额定动载荷用径向基本额定动载荷Cr表示，对推力轴承用轴向基本额定动载荷Ca表示。为了简化叙述，教材中统一用C表示Cr和Ca。上述国标中所谓的向心轴承是指主要用于承受径向载荷的，公称接触角为00≤α≤ 45 0的滚动轴承；而推力轴承是指主要用于承受轴向载荷的，公称接触角为45<α≤ 90的滚动轴承。3)滚动轴承寿命计算公式

教材中给出了两个轴承寿命计算公式,公式(13-4)和公式(13-18)。前者用于计算轴承的基本额定寿命L10； 而后者用于计算轴承的修正额定寿命Ln。基本额定寿命的计算是最基本的内容,公式(13-4)应熟练掌握。用公式(13-18)计算的修正额定寿命,是仅考虑了不同可靠度要求的修正额定寿命。因为滚动轴承的可靠度计算方法是各类机械零件可靠度计算方法中最为成熟的,并且已列入国家标准,因此在本章中给以特别介绍。关于考虑了其它影响因素后,修正额定寿命的计算方法可查阅国家标准(见78页注①)。

4)滚动轴承的当量动载荷

国家标准(见78页注①)。对于向心轴承的当量动载荷用径向当量动载荷Pr表示；对于推力轴承用轴向当量动载荷Pa表示。为了简化叙述，教材中统一用P表示Pr和Pa，因此计算公式也统一为公式(13-8)。对于不同的滚动轴承,公式(13-8)中的X、Y系数值应根据目前最新国家标准查得。教材的表13-5 中列出的一部分常用滚动轴承的X、Y值是摘自1989年版《滚动轴承产品样本》,前已说明,实用中应按目前最新国家标准查取。

5)角接触球轴承和圆锥滚子轴承的径向载荷R与轴向载荷A的计算

根据轴上所受外载荷计算每一个支点(轴承)上所受的径向载荷R与轴向载荷A是轴承寿命计算的重要步骤。这一工作对于角接触球轴承和圆锥滚子轴承而言,由于接触角α≠0。而使情况复杂化。

将轴上所受的径向外载荷分解为两个分别作用在两个支点上的平行分力R1与凡是容易做到的。但由于接触角α的存在会使R1 和R2的作用点的位臵发生变动(参阅图13-13)。当两轴承间的距离不是很小时,这种变动量相对来说不是很大,因而可以用两端轴承各自宽度的中点分别作为R1和R2的作用点。根据轴系所受的外载荷来确定两端轴承各受多少径向载荷和轴向载荷是按以下原则进行的。①当Fr、Ft、Fa等外载荷已定时，R1、R2 已定。

②由于Rl和R2以及接触角α≠0，所有受载滚动体将产生轴向分力(或称派生的轴向力)，它们的合力对两个支点分别记为S1和S2。正如前面已经指出的,同样的R1、R2,由于接触滚动体的数目不同,可以产生不同的 Sl、S2。在正确安装时,将保证不

第三篇：机械设计基础教案

机械设计基础教案

专业 环境工程

年级 2004 级

课程性质 选 修

主讲教师 薛 勇

第一章．

1．章节名称：§1．绪论 1.1机器的组成及其特征；1.2机械设计的基本要求及程序

2．教学序次：第一讲

3．教学内容：机器的组成及其特征；机械设计的基本要求及程序。4．教学目标：熟悉机器的基本概念及其主要组成；熟悉机械设计的基本概念和要求。

5．本次课重点：机器的基本概念及其主要组成；机械设计的基本要求。6．本次课难点：机械与机构概念的建立

7．教学方法和手段：多媒体（PPT图像——图01—图03）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（举例：自行车、钟表等构件及组成；其零件形状特征等。。）

8．教学基本要求：熟悉零件、构件、机构基本概念及其主要组成；了解机器的主要组成、熟悉机械设计基本要求。

9．课后要求：

作业——思考题（A.什么是机器？B.机器的基本组成有哪些？C.机械设计的基本要求是什么？）

10． 参考资料

第二章．

1．章节名称：§2．平面机构的运动简图及自由度 2.1平面机构的组成；2.2平面机构的运动简图；2.3平面机构的自由度）

2．教学序次：第二、三讲

3．教学内容：平面机构的组成；平面机构的运动简图；平面机构的自由度。4．教学目标：熟悉运动副的基本概念；掌握机构运动简图的画法；熟悉平面机构自由度的计算方法。

5．本次课重点：机构运动简图的画法；平面机构自由度的计算方法及注意的问题。

6．本次课难点：零件及构件的简化；复合铰链及虚约束的判定；三心定理 的推导及应用等。

7．教学方法和手段：多媒体（PPT图像——图1.1—图1.24）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍重点和难点内容）；例题（讲解教材例题1.1—和1.7,例题1.8学生自学）

8．教学基本要求：熟悉运动副的基本概念，学会高副与低副的区别方法；掌握机构运动简图的画法；熟悉平面机构自由度的计算方法；了解三心定理的基本概念及在机构分析中的应用方法。

9．课后要求：

作业——思考题（A.何谓构件？何谓机构？两者的区别是什么？B.何谓运动副？高副和低副是如何确定的？C.什么是平面机构？平面机构和空间和空间机构是如何区别的？D.平面机构自由度计算时应注意那些问题？E.复合铰链、局部自由度和虚约束的定义是什么？举例说明其判别方法）。

作业——计算题（教材P16~P19，3、4、6、7、10、12、14、16）10． 参考资料

第三章．

1.章节点名称：§3．平面连杆机构 3.1铰链四杆机构的基本型式和特性；3.2铰链四杆机构有整转副的条件；3.3铰链四杆机构的演化；3.4平面四杆机构的设计

2.教学序次：第五、六、七讲。

3.教学内容：铰链四杆机构的基本型式和特性；铰链四杆机构有整转副的条件；铰链四杆机构的演化；平面四杆机构的设计。

4.教学目标：熟悉铰链四杆机构的基本概念和组成；熟悉常用机构的运动特点；理解铰链四杆机构有整转副的条件；了解铰链四杆机构的演化类型及其运动特点；了解平面四杆机构的设计方法和步骤。

5.本次课重点：铰链四杆机构的概念及基本组成；曲柄摇杆机构的运动特性；双曲柄和双摇杆机构的运动特点；铰链四杆机构有整转副的条件；平面四杆机构的设计方法。

6.本次课难点：平面四杆机构的设计方法。

7.教学方法和手段：多媒体（PPT图像——图2.1—图2.27）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍曲柄摇杆机构的运动特性；平面四杆机构的设计方法等）。

8.教学基本要求: 熟悉铰链四杆机构的基本概念和组成；熟悉双曲柄和双摇杆机构的运动特点；理解铰链四杆机构有整转副的条件；学会按给定的形成速度变化系数和按给定连杆位置设计平面四杆机构。

9.课后要求: 作业——思考题（A.什么是铰链四杆机构？其主要类型和运动特性有哪些？B.双曲柄机构、双摇杆机构及曲柄摇杆机构是如何区别的？其运动方式各有什么不同？C.铰链四杆机构的演化类型有哪些？其运动方式各有什么特点？D.平面四杆机构共有几种设计方法？其各自的特点是什么？

作业——计算题

（教材P35~P37，2-

1、2-

2、2-

4、2-

6、2-

8、2-10）10．参考资料

第四章．

1．章节点名称：§4.齿轮传动 4.1齿轮机构的特点和类型；4.2齿轮实现定角速比传动的条件；4.3渐开线齿廓；4.4齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸；4.5渐开线标准齿轮的啮合；4.6轮齿的失效和齿轮的材料；4.7标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算；4.8平行轴斜齿轮机构；4.9圆锥齿轮机构

2．教学序次：第八、九、十讲

3．教学内容：齿轮机构的特点和类型；齿轮实现定角速比传动的条件；渐开线齿廓；齿轮各部分名称及渐开线标准齿轮的基本尺寸；渐开线标准齿轮的啮合；轮齿的失效和齿轮的材料；标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算；平行轴斜齿轮机构；圆锥齿轮机构。

4．教学目标：熟悉齿轮传动的运动特点和适用范围；理解齿廓实现定传动比的条件；掌握渐开线齿廓的形成原理和运动特性；熟悉渐开线标准齿轮的基本结构和参数；理解渐开线标准齿轮的正确啮合条件。

5．本次课重点：齿轮啮合基本定律；渐开线的形成和特性；渐开线齿轮的主要参数及几何尺寸；渐开线标准齿轮的啮合。

6．本次课难点：齿轮啮合基本定律；渐开线标准齿轮的啮合。

7．教学方法和手段：多媒体（PPT图像——图4.1—图4.25）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍齿轮啮合基本定律、渐开线齿廓的形成和特性、渐开线标准齿轮的啮合条件等）。

8． 教学基本要求：熟悉齿轮传动的运动特点和适用范围；理解齿廓实现定传动比的条件；掌握渐开线齿廓的形成原理和运动特性；熟悉渐开线标准齿轮的基本结构和参数；理解渐开线标准齿轮的正确啮合条件；了解斜齿轮和圆锥齿轮机构的性能特点。

9．课后要求：

作业——思考题（A.齿轮传动的特点是什么？B.齿轮机构主要有哪些类型？主要适用于那些场合？C.齿轮时如何实现定角速比传动的？其条件是什么？D.渐开线齿廓是如何形成的？其传动特性是什么？E.齿轮主要有哪些部分组成？其基本参数是如何表示的？F.渐开线标准齿轮的的正确啮合条件是什么？其标准中心距和重合度是如何计算的？G.渐开线齿轮的加工方法主要有哪些？分别是如何加工的？H.齿轮的失效方式主要有哪些？应如何防止？I.制造齿轮的常用材料有哪些？J.标准直齿圆柱齿轮传动的强度使如何计算的？）

作业——计算题（教材P72~P73，4-

3、4-

4、4-

6、4-

8、4-

11、4-12）10． 参考资料

第五章．

1．章节点名称：§5.轮系 5.1齿轮系的分类；5.2定轴轮系传动比的计算；5.3周转轮系及其传动比的计算；5.4复合轮系及其传动比

2．教学序次：第十一、十二讲

3．教学内容：齿轮系的分类；定轴轮系传动比的计算；周转轮系及其传动比的计算；复合轮系及其传动比

4．教学目标：了解常用轮系的类型及工作特点；掌握轮系的主要组成及传动比的计算方法；理解周转轮系的组成特点和传动比的计算方法；了解复合轮系的结构及传动比的计算特点。

5．本次课重点：定轴轮系及其传动比；周转轮系及其传动比；复合轮系及其传动比。

6．本次课难点：周转轮系及其传动比；复合轮系及其传动比。

7．教学方法和手段：多媒体（PPT图像——图5.1—图5.15）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍周转轮系及其传动比；复合轮系及其传动比。）；例题（讲解教材例题5-

1、5-

3、5-4，例题5-2等学生自学）

8．教学基本要求：了解常用轮系的类型及工作特点；掌握轮系的主要组成及传动比的计算方法；理解周转轮系的组成特点和传动比的计算方法。

9．课后要求：

作业——思考题（A.定轴轮系的主要组成有哪些？其传动比是如何计算的？B.周转轮系的结构特点是什么？主要有哪些类型？C.行星轮系与定轴轮系比较，其传动比的计算特点是什么？D.复合轮系的结构与计算特点是什么？）。

作业——计算题（教材P86~P89，5-

1、5-

3、5-

6、5-

7、5-

9、5-

10、5-

11、5-

12、5-

15、5-

16、5-19）。

第六章．

1.章节点名称: §6.机械零件设计概论 6.1机械零件设计概述；6.2机械零件的强度；6.3机械零件的接触强度；6.4机械零件的耐磨性；6.5机械零件常用材料及其选择；6.6公差配合、表面粗糙度和优先数系；6.7机械零件的工艺性及标准化。

2.教学序次：第十四、十五、十六讲

3.教学内容：机械零件的强度；机械零件的接触强度；机械零件的耐磨性；机械零件常用材料及其选择；公差配合、表面粗糙度和优先数系；机械零件的工艺性及标准化。

4.教学目标：了解机械零件设计的基本要求和步骤；熟悉机械零件强度的计算方法；了解机械零件接触强度的基本概念；熟悉机械制造常用材料的种类及其选择方法；了解公差配合、表面粗糙度及优先数系的基本概念；了解机械零件工艺性及标准化的基本原则。

5.本次课重点：机械零件的强度；机械零件的接触强度；机械制造常用材料的确定及选择方法；公差配合；机械零件的工艺性及标准化。

6.本次课难点：机械零件的接触强度；公差配合。

7.教学方法和手段：多媒体（PPT图像——图9.1—图9.12）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍机械零件的强度、性能、常用材料及公差配合等）；例题（讲解教材例题9-

1、9-2，例题9-3学生自学）8.教学基本要求：了解机械零件设计的基本要求；熟悉机械零件强度的计算方法；了解机械零件接触强度的基本概念；熟悉机械制造常用材料的种类及其选择方法；了解公差配合、表面粗糙度及优先数系的基本概念及机械零件工艺性及标准化的基本原则。

9.课后要求：

作业——思考题[A.简要说明机械零件失效的基本概念及类型；B.简述机械零件的设计步骤；C.说明名义载荷、计算载荷、计算应力及许用应力的基本概念；D.何谓接触强度？零件抗压强度与接触强度的区别是什么？E.何谓机械零件的耐磨性？简述零件磨损的主要形式。F.机械零件常用材料（包括金属与非金属）主要有哪些？简述其选择原则；G.简述公差配合的基本概念（包括公差、公差带、配合、基准制等）；H.说明机械零件工艺性及标准化的基本原则]。

作业——计算题[教材P128-P130，9-

2、9-

4、9-

5、9-

8、9-

11、9-

14、9-

15、9-16]。

第七章．

1.章节点名称：§7.联接 7.1螺纹参数；7.2螺旋副的受力分析、效率和自锁；7.3机械制造常用螺纹；7.4螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件；7.5螺纹联接的预紧和防松；7.6螺栓联接的强度计算；7.7螺栓的材料和许用应力；7.8提高螺栓联接强度的措施；7.9螺旋传动；7.10键联接和花键联接；7.11 销联接

2.教学序次：第十七、十八、十九讲

3.教学内容：螺纹参数；螺旋副的受力分析、效率和自锁；机械制造常用螺纹；螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件；螺纹联接的预紧和防松；螺栓联接的强度计算；螺栓的材料和许用应力；提高螺栓联接强度的措施；螺旋传动；键联接和花键联接；销联接。

4.教学目标：掌握螺旋副受力分析方法，理解其效率和自锁的基本原理；熟悉螺纹联接的基本类型及螺纹禁锢件的主要组成；了解螺纹联接的常用预紧和防松方法；掌握螺栓联接强度的常用计算方法；熟悉螺栓所用材料的确定及许用应力的计算方法；熟悉提高螺栓联接强度的常用措施；了解螺旋传动的基本原理、螺杆强度及稳定性的计算与校核的基本步骤；了解键联接与花键联接的基本类型 和强度校核的方法。

5.本次课重点：螺旋副的受力分析、效率和自锁的基本原理；螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件的主要组成；螺纹联接的常用预紧和防松方法；螺栓联接（紧螺栓、松螺栓）强度的计算方法；螺栓所用材料的选择及许用应力的计算方法；提高螺栓联接强度的常用措施；螺杆强度及稳定性的计算与校核；键联接与花键联接的基本类型和强度校核。

6.本次课难点：螺旋副的受力分析、效率和自锁的基本原理；螺栓联接（紧螺栓、松螺栓）强度的计算方法。

7.教学方法和手段：多媒体（PPT图像——图10.1—图10.42）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授[着重介绍螺旋副的受力分析、效率和自锁的基本原理；螺栓联接（紧螺栓、松螺栓）强度的计算方法；螺栓所用材料的选择及许用应力的计算方法；螺杆强度及稳定性的计算与校核；键联接与花键联接的基本类型和强度校核]。例题（讲解教材例题10-

1、10-

2、10-4，例题10-3学生自学）

8.教学基本要求：掌握螺旋副受力分析方法，理解其效率和自锁的基本原理；熟悉螺纹联接的基本类型及螺纹禁固件的主要组成；掌握螺栓联接强度的常用计算方法；熟悉螺栓所用材料的确定及许用应力的计算方法；理解螺杆强度及稳定性的计算与校核的基本步骤；了解键联接与花键联接的基本类型和强度校核的方法。

9.课后要求：

作业——思考题[A.何谓联接？常用联接有哪些类型？B.螺纹参数有哪些？分别是如何表示的？C.矩形与非矩形螺纹的摩擦力矩是如何计算的？D.螺旋副效率是如何计算的？E.机械制造中的常用螺纹有哪些？其使用特点是什么？F.螺纹联接的基本类型及螺纹紧固件基本组成有哪些？G.松螺栓联接与紧螺栓联接的受力有哪些差异？H.螺栓的常用材料有哪些？其许用应力分别是如何确定的？I.提高螺栓联接强度的措施主要有哪些？J.螺旋传动主要有哪些类型？其耐磨性、强度、稳定性是如何计算的？K.键联接的主要类型有哪些？其强度校核是如何进行的？L.销联接的主要类型和使用特点是什么？]。

作业——计算题[教材P157-P158，10-

1、10-

3、10-

4、10-

6、10-

10、10-15]。第八章

1.章节点名称：§8.蜗杆传动 8.1蜗杆传动的特点和类型；8.2圆柱蜗杆传动的主要参数和几何尺寸；8.3蜗杆传动的实效形式、材料和结构；8.4圆柱蜗杆传动的受力分析；8.5圆柱蜗杆传动的强度计算；8.6圆柱蜗杆传动的效率、润滑和热平衡计算。

2.教学序次：第二十、二十一、二十二讲

3.教学内容：蜗杆传动的特点和类型；圆柱蜗杆传动的主要参数和几何尺寸；蜗杆传动的实效形式、材料和结构；圆柱蜗杆传动的受力分析；圆柱蜗杆传动的强度计算；圆柱蜗杆传动的效率、润滑和热平衡计算。

4.教学目标：熟悉蜗杆传动的特点；了解蜗杆传动的主要参数及几何尺寸的表示方法；理解蜗杆传动的受力分析和强度计算方法；掌握蜗杆传动的效率及热平衡计算方法。

6.本次课难点：蜗杆传动的受力分析和强度计算方法。

7.教学方法和手段：多媒体（PPT图像——教材图12.1—图12.11）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍圆柱蜗杆传动的主要参数和几何尺寸；圆柱蜗杆传动的受力分析；圆柱蜗杆传动的强度计算；圆柱蜗杆传动的效率等。）；例题（讲解教材例题12-

1、12-

2、12-3）

8.教学基本要求：熟悉蜗杆传动的特点；了解蜗杆传动的主要参数及几何尺寸的表示方法；理解蜗杆传动的受力分析和强度计算方法；掌握蜗杆传动的效率及热平衡计算方法。

9.课后要求：

作业——思考题[A.蜗杆传动有哪些类型？蜗杆传动的主要特点是什么？B.圆柱蜗杆传动的主要参数有哪些？其几何尺寸是如何计算的？C.蜗杆传动的主要失效形式是什么？D.蜗杆与蜗轮的常用材料有哪些？圆柱蜗杆传动的强度是如何计算的？E.蜗杆传动的效率如何计算？]。

作业——计算题[教材P192-P193，12-

2、12-

4、12-

6、12-8]。.第九章，1.章节点名称：§9带传动和链传动 9.1带传动的类型和应用；9.2带传动的受力分析；9.3带的应力分析；9.4带传动的弹性滑动和传动比；9.5普通V 带传动的计算；9.6 V带轮的结构。

2.教学序次：第二十三、二十四讲

3.教学内容：带传动的类型和应用；带传动的受力分析；带的应力分析；带传动的弹性滑动和传动比；普通V带传动的计算；V带轮的结构。

4.教学目标：熟悉带传动的受力分析方法；理解带的应力分析方法；掌握带传动的弹性滑动与传动比的计算；掌握普通V带的计算方法。

5.本次课重点：带传动的受力分析方法；带的应力分析方法；带传动的弹性滑动与传动比的计算；普通V带的计算方法。

6.本次课难点：带的应力分析方法；带传动的弹性滑动与传动比的计算。7.教学方法和手段：多媒体（PPT图像——教材图13.1—图13.18）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍带传动的受力分析；带的应力分析；带传动的弹性滑动和传动比；普通V带传动的计算等。）；例题（讲解教材例题13-1；例题13-2学生自学）

8.教学基本要求：熟悉带传动的受力分析方法；理解带的应力分析方法；掌握带传动的弹性滑动与传动比的计算；掌握普通V带的计算方法。

9.课后要求：

作业——思考题[A.带传动主要有哪些类型？主要应用于那些场合？B.带传动松边和紧边拉力有什么不同？C.带传动最大应力发生在何处？为什么？D.弹性滑动是如何发生的？其传动比如何计算？E.简述普通V带的类型和结构；F.说明单根普通V带许用功率的计算及普通V带型号和根数的确定方法；G.简述V带轮的结构特点]。

作业——计算题[教材P223-224，13-

1、13-

2、13-6]。

第十章

1.章节点名称：§10.轴 10.1轴的功用和类型；10.2轴的材料；10.3轴的结构设计；10.4轴的强度计算；10.5轴的刚度计算；10.6轴的临界转速的概念。

2.教学序次：第二十五、二十六讲

3.教学内容：轴的功用和类型；轴的材料；轴的结构设计；轴的强度计算；轴的刚度计算；轴的临界转速的概念。4.教学目标：了解轴的主要功用和基本类型；熟悉轴的常用材料；了解轴的结构设计方法；掌握轴的强度计算方法；熟悉轴的刚度计算方法；了解轴的临界转速的概念。

5.本次课重点：轴的功用和类型；轴的常用材料；轴的强度和刚度计算。6.本次课难点：轴的强度计算；轴的结构设计。

7.教学方法和手段：多媒体（PPT图像——教材图14.1—图14.19）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍轴的功用和类型；轴的材料；轴的强度和刚度计算等）；例题（讲解教材例题14-

1、14-2）

8.教学基本要求：了解轴的主要功用和基本类型；熟悉轴的常用材料；掌握轴的强度计算方法；熟悉轴的刚度计算方法。

9.课后要求：

作业——思考题[A.轴在机器中的作用是什么？可分为那几种类型？B.轴的常用材料有哪些？应如何选择？C.轴的制造安装要求有哪些？轴上零件的定位是如何实现的? D.如何改善轴的收力状况，减少应力集中？E.轴的扭转强度及弯扭合成强度如何计算？F.为什么要考虑轴的刚度？轴的刚度如何计算？G.为什么要限定轴的临界转速？轴速过大会造成何种后果？]。

作业——计算题[教材P235-236，14-

1、14-

3、14-

5、14-

7、8]。

第十一章

1.章节点名称：§11.轴承 11.1滚动轴承的基本类型和特点；11.2滚动轴承的代号；11.3滚动轴承的选择计算；11.4滚动轴承的润滑和密封；11.5滚动轴承的组合设计。

2.教学序次：第二十七、二十八讲

3.教学内容：滚动轴承的基本类型和特点；滚动轴承的代号；滚动轴承的选择计算；滚动轴承的润滑和密封；滚动轴承的组合设计。

4.教学目标：熟悉滚动轴承的基本组成和使用特点；了解滚动轴承的基本类型和结构及受力特点；熟悉常用轴承代号的意义；掌握滚动轴承的选择计算方法；了解滚动轴承的润滑和密封方法；掌握滚动轴等的常用组合设计方法。

5.本次课重点：滚动轴承的基本类型和特性；滚动轴承的代号及其意义；滚动轴承的选择和寿命计算方法；滚动轴承的设计方法。6.本次课难点：滚动轴承的选择和寿命计算方法；滚动轴承的组合设计方法。

7.教学方法和手段：多媒体（PPT图像——教材图16.1—图16.18）；板书（章节，概念、术语的含义等）；口授（着重介绍滚动轴承的基本类型；滚动轴承的代号及其意义；滚动轴承的寿命计算方法；滚动轴承的设计方法等）；例题（讲解教材例题16-

1、16-

2、16-3；学生自学例题16-4）

8.教学基本要求：熟悉滚动轴承的基本组成和使用特点；了解滚动轴承的类型、结构和受力特点；熟悉常用轴承代号的意义；掌握滚动轴承的选择计算方法；了解滚动轴承的润滑和密封方法。

9.课后要求：

作业——思考题[A.滚动轴承一般有那及部分组成？B.滚动轴承的使用特点是什么？C.滚动轴承主要有哪些类型？其主要特性有哪些? D.说明滚动轴承后四位代号的意义。E.滚动轴承主要有哪些失效形式？轴承寿命和当量载荷是如何计算的？F.滚动轴承的常用润滑和密封方式有哪些？G.滚动轴承组合设计时主要考虑哪些因素？为什么？]。

作业——计算题[教材P267-268，16-

2、16-

5、16-7]。

第四篇：《机械设计基础》答案-2

《机械设计基础》参考答案-习题1 1-1 填空

1、外力指作用在构件上的各种形式的载荷，包括重力、推力、拉力、转动力矩等。

2、平衡指构件处于静止或匀速直线运动状态。

3、力的三要素是指力的大小、方向和作用点。

4、力偶矩的大小、转向和作用平面称为力偶的三要素。

5、两构件相互作用时，它们之间的作用与反作用力必然等值、反向、共线，但分别作用于两个构件上。

6、参照平面力系分类定义，可将各力作用线汇交于一点的空间力系称为空间汇交力系；将各力作用线相互平行的空间力系称为空间平行力系；将作用线在空间任意分布的一群力称为空间任意力系。

1-2 选择

1、如果力R是F1、F2二力的合力,用矢量方程表示为R=F1+F2,则三力大小之间的关系为(D)。A.必有R=F1+F2;B.不可能有R=F1+F2;C.必有R>F1,R>F2;D可能有R

2、刚体受三力作用而处于平衡状态,则此三力的作用线(D)。A.必汇交于一点;B.必互相平行;C.必都为零;D.必位于同一平面内。

3、力偶对物体产生的运动效应为(C).A．只能使物体转动；B.只能使物体移动;C.既能使物体转动,又能使物体移动;D.它与力对物体产生的运动效应有时相同,有时不同。

4、关于平面力系的主矢和主矩，以下表述中正确的是（A）

A．主矢的大小、方向与简化中心无关；B.主矩的大小、转向一定与简化中心的选择有关;C.当平面力系对某点的主矩为零时，该力系向任何一点简化结果为一合力;D.当平面力系对某点的主矩不为零时，该力系向任一点简化的结果均不可能为一合力。

5、下列表述中正确的是（D）

A．任何平面力系都具有三个独立的平衡方程式；B.任何平面力系只能列出三个平衡方程式;C.在平面力系的平衡方程式的基本形式中，两个投影轴必须相互垂直;D.平面力系如果平衡，该力系在任意选取的投影轴上投影的代数和必为零

6、下列表述中不正确的是(B)A.力矩与力偶矩的量纲相同;B.力不能平衡力偶;C.一个力不能平衡一个力偶;D.力偶对任一点之矩等于其力偶矩，力偶中两个力对任一轴的投影代数和等于零。

1-3 分析计算

1、如图所示，三铰拱桥又左右两拱铰接而成，在BC作用一主动力。忽略各拱的自重，分别画出拱AC、BC的受力图。

题1-3-1图

解：（1）选AC拱为研究对象，画分离体，AC杆为二力杆。受力如图

（2）选BC拱为研究对象，画出分析体，三力汇交原理。

2、支架如图所示，由杆AB与AC组成，A、B、C处均为铰链，在圆柱销A上悬挂重量为G的重物，试求杆AB与杆AC所受的力。

题1-3-2图

解:（1)取圆柱销为研究对象，画受力图;作用于圆柱销上有重力G，杆AB和AC的反力FAB和FAC;因杆AB和AC均为二力杆，指向暂假设如图示。圆柱销受力如图所示，显然这是一个平面汇交的平衡力系。

（2）列平衡方程

X0:FABFACcos600Y0:FACsin60G0

2FG1.15GAC3F0.58GAB求压块C加于工件的压力。

3、图示为一夹紧机构，杆AB和BC的长度相等，各杆自重忽略不计，A、B、C处为铰链连接。已知BD杆受压力F＝3kN，h＝200mm，l＝1500mm。

题1-3-3图 解:(1)取DB杆为研究对象，画受力图;列平衡方程；

X0:Y0:FABcosFBCcos0FABsinFBCsinF0

FABFBCF2sin

(2)取压块C杆为研究对象，画受力图;列平衡方程

X0:QFCcos0

QFCcosFcosF2sin2tan

Fl11.25(kN)2h4、图示悬臂梁AB作用有集度为q＝4kN/m的均布载荷及集中载荷F＝5kN。已知α=25°，l＝3m，求固定端A的约束反力。

题1-3-4图

解:(1)取梁AB为研究对象，画受力图;

(2)列平衡方程

X0:Y0:可得： XAFsin0YAFcosql0l02 mA(F)0:mAFlcosqlXAFsin......YAFcosql......lmAFlcosql......2

5、梯子AB靠在墙上，重200 N，如图所示。梯子长为l，并与水平面交角θ=60°。已知接触面间的摩擦系数均为0.25。今有一重650 N的人沿梯子上爬，问人所能达到的最高点C到A点的距离s应为多少？

题1-3-5图

解 当人沿梯子向上，达到最高点C时，梯子处于临界状态，梯子即将滑动，A点和B点同时达到最大静摩擦力，所以受力分析时以梯子AB为研究对象，加上A、B处的摩擦力，大小为Fmax，方向与A、B点运动趋势方向相反，再按平面任意力系的平衡方程求解。

（1）以梯子为研究对象画受力图，如图所示

（2）列平衡方程

∑Fx=0, FNB-FsA =0 ∑Fy=0, FNA +FsB-P-P1=0

∑MA(F)=0,-FNB lsinθ-FsB l cosθ+P·(l/2)cosθ+P1s cosθ=0③

其中：

FsA =fsFNA

FsB =fsFNB ⑤

把数据fs=0.25, P=200 N, P1=650 N代入，解得

s=0.456l

6、如图所示，支柱AB下端为球形铰链，BC、BD为两绳索，F＝7.2kN。不计支柱的自重，求柱及绳索受到的力。

题1-3-6图

解（1）取B铰为研究对象，画出其受力图。由图可知，立柱AB、绳索BC与BD对B铰的作用力及主动力F共同组成空间汇交力系而平衡。

（2）按图中的坐标系列平衡方程

FFFxy0，FABsincosFBD0 ① 0，FABsinsinFBC0 ② 0，FABcosF0 ③

80029002222z由图中给定的尺寸可知：

sin80090012008009001200800900cos0.6644，sin0.7474 22228009008009000.7083，cos12002220.7059

（3）求解未知量。

将上面各三角函数值代入平衡方程①、②、③并联立求解，得立柱AB、绳索BC与BD受力为：

FAB10.2kN，FBC5.4kN，FBD4.8kN

第五篇：机械设计基础教案.doc5

第1章

机械设计基础概论

1.机器、机构及机械 机械：机器和机构的总称。机器：一种能实现确定的机械运动，又能做有用的机械功或完成能量、物料和信息转换或传递的装置。机构：能传递运动和动力或改变运动和动力参数、运动形式的机械传动装置

2．机器所具有的特征： 它们是人为的实物组合；它们各部分之间具有确定的相对运动；它们用来代替或减轻人类的劳动去完成有用的机械功或转换能量。

3．机器的组成： 原动机（动力部分）、工作部分、传动部分和操纵控制部分。

4．机器的分类（按用途的不同）： 动力机器：实现其他形式的能量与机械能之间的变换（如电动机）。工作机器：做机械功或搬运物体（如轧钢机）。信息机器：作信息获取或变换。5．机构所具有的特征： 它们是人为的实物组合；它们各部分之间具有确定的相对运动； 6．机器与机构的关系：

机器是由一个或若干个机构组成的。7．零件和部件

零件：机器中不可拆卸的制造单元。（如齿轮）

部件；将完成共同任务的一组协同工作的零件分别装配和制造成的一个组合体。（如滚动轴承）

常用机构：各种机械中普遍使用的机构。（如齿轮机构）

通用零件：在各种机器中都普遍使用的机械零件。（如螺栓）

专用零件：只在某些特定类型的机器中使用的零件。（起重机的吊钩）1．1．2本课程的内容、性质和任务

1．内容：以一般工况条件下的常用机构和通用机械零、部件为研究对象，以它们的工作原理、运动特征、结构形式以及设计、选用和计算方法等为研究内容。2．性质：重要的技术基础课。3．任务：

1．培养学生正确的设计思想和创造性思维方法，了解和贯彻国家的技术经济政策和法规。

2．熟悉常用机构和通用零件的工作原理、结构特点和应用场合。

3．掌握通用零部件的选用和设计的基本方法，初步具有正确运用各类标准、规范、手册、图册、CAD及网络信息等工程技术资料，设计简单机械传动装置的能力。4．适当了解机械设计的革新和发展，扩大学生的视野，使所学知识具有时代气息。1.2 机械设计的基本要求及一般程序

机械设计是为了实现机器的某些特定功能要求而进行的创造过程，它可以开发创造出新产品，或对现有机械局部进行创新改革。概括地说，就是设计人员按照所设计的机械需要具备的功能，运用设计理论、方法和技能，通过创造性思维和实践活动，把该机械的系统及其零部件的参数和具体结构用图纸和文字（实物或电子手段）等技术文件表达出来。1.2.1机械设计的基本要求

1.使用要求

2.可靠性和安全性要求3.经济性要求4.其他要求 1.2.2机械设计的一般程序

1.规划和准备阶段2.方案设计阶段3.技术设计阶段4.试验分析阶段 1.3 机械零件设计的基本知识

1．失效：由于某些原因不能在既定的工作条件和使用期限内正常工作；即丧失工作能力或达不到设计功能的现象。2．机械零件的主要失效形式：

断裂：某一危险截面的应力超过零件的强度极限；断裂分为疲劳断裂和过载断裂。表面失效：静和动的关系；表面失效主要有疲劳点蚀、胶合、磨损、压溃、腐蚀；过量变形：过大的弹性变形和塑性变形。

破坏正常工作条件而引起的失效。1．3．2机械零件的工作能力计算准则.工作能力：在不发生失效的形式下，零件所能安全工作的限度。

1、强度：零件抵抗整体断裂、塑性变形和表面失效的能力。

ζ≤〔ζ〕 η≤〔η〕

ζ：

最大计算正应力（MPa），η：

最大计算剪应力（MPa）

〔ζ〕：许用正应力：

（MPa），〔η〕：许用剪应力（MPa）

2、刚度：零件受载后抵抗弹性变形的能力。

f≤〔f〕

f：零件工作时的广义变形，包括挠度、偏转角、扭转角 〔f〕：零件工作时的广义许用变形。

3、耐磨性：指做相对运动的零件工作表面抵抗磨损的能力。1）磨损的过程

（1）磨合磨损阶段（OA段）（2）稳定磨损阶段（AB段）（3）剧烈磨损阶段（BC段）2）磨损的类型

磨粒磨损、粘着磨损、表面疲劳磨损、腐蚀磨损。3）耐磨性计算

p≤〔p〕

p：零件工作表面的压强（MPa）〔p〕：零件工作表面的许用压强（MPa）

pv≤〔pv〕

4、振动稳定性

1．3．3机械零件设计的一般步骤

1、选择材料

2、拟定计算简图

3、工作能力计算

4、机构设计

5、绘制工作图并标注必要的技术条件 1．3．4机械零件的标准化

1.可以简化设计工作，将精力用于关键的非标准零部件的设计上。2.可以组织专门化打规模生产，既保证质量，又降低成本。3.可以减少备品的库存量，具有互换性，从而简化机器的安装和维修。1.4 机械零件的强度

1、载荷及其分类:（1）静载荷：不随时间变化，变化缓慢，变化幅度很小 动载荷：随时间作周期性或非周期性变化的载荷（2）名义载荷：根据名义功率和转速计算的；

计算载荷：载荷系数与名义载荷的乘积；

2、应力及其分类

（1）静应力：不随时间变化的或变化缓慢的应力；变应力：随时间显著变化的应力；

稳定变应力：周期、应力幅度和平均应力都不随时间变化的变应力。稳定变应力的主要参数：最大应力、最小应力、平均应力、应力幅和循环特性。

（2）名义应力：用名义载荷计算出的应力；

计算应力：用计算载荷计算出的应力； 1．4．2许用应力 〔ζ〕=ζlim/S 1．4．3机械零件的静强度 1．4．4机械零件的疲劳强度 1.疲劳破坏过程

疲劳断裂具有以下特征：

1）疲劳断裂的最大应力远低于静应力下材料的强度极限；2）不论脆性材料还是塑性材料，其疲劳断口均表现为无明显塑性变形的脆性突然断裂；3）疲劳断裂是损伤的累积； 2.疲劳极限和疲劳曲线 3.影响疲劳强度的因素

应力集中、绝对尺寸和表面状态 4.疲劳强度计算

1．4．5机械零件的接触强度和挤压强度。1．5 机械零件的材料和选用原则 1．5．1机械零件的材料

1、刚：碳素钢、合金钢

2、铸铁：

3、有色金属合金：

4、其他材料：

1．5．2零件材料先用原则

1、使用要求

2、制造工艺要求

3、经济要求。

第3章

平面机构的组成和运动简图

机构的功用：传递运动和动力或改变运动形式、运动轨迹、实现预期的机械运动。机构分为平面机构和空间机构。

3．1．1构件 构件及其分类: 构件：机构运动的最小单元体

原动件：机构中按外界给定的运动规律独立运动的活动构件 从动件：随原动件的运动而运动的其余活动构件 机架：用来支撑活动构件的固定构件

构件的自由度：一个做平面运动的构件有三个自由度

即沿X、Y轴的移动和绕点K的转动。3．1．2运动副及其分类

运动副：两构件直接接触而又能允许彼此产生相对运动的可动联接。运动副的分类

低副：以面接触构成的运动副

回转副：两构件只能在同一平面内工作相对的转动

回转副：固定铰链：有一个构件是固定的活动铰链：两个构件均是活动的。回转副引入了两个约束，保留了一个自由度（2）移动副：两构件只能沿某一轴线作相对移动

移动副也引入了两个约束，保留了一个自由度 高副：以点或线接触构成的运动副 高副引入了一个约束，保留了两个自由度 3．2平面机构的运动简图

机构运动简图：把与实际机构运动无关系的因素抛开，仅用运动副规定的简单符号和代表构件的简单线条，按一定比例定出各运动副的位置，画出的表示机构各构件之间相对运动关系的简单图形。3．2．1构件和运动副的表示方法 3．2．2平面机构运动简图的绘制 3．3平面机构的自由度 3．3．1平面机构自由度的计算

机构的自由度：机构相对于机架具有的独立运动数目

N：构件数

n：活动构件数

n=N-1 PL：低副

PH：高副

F：机构的自由度 F =3 n —2 PL— PH

机构的自由度取决于活动构件的数目以及构件间运动副的类型和数目。3．3．2机构具有确定运动的条件 F=0 没有运动的可能性而不是机构 F=3n-2P-P=3×2-2×3-0=0 F=1 且有一个原动件，机构具有确定的运动

F=3n-2P-P=3×3-2×4-0=1 F=2 有一个原动件，机构无确定的运动 F=2 有两个原动件，机构有确定的运动 F=3n-2P-P=3×4-2×5-0=2 机构具有确定运动的条件，（1）F>0（2）F等于原动件个数

自由度的计算的意义在于自由度数目就标志着机构需要的原动件的数目，即输入独立运动的数目，当F小于原动件个数时，机构就会卡死或损坏，当F大于原动件个数时，机构将会出现运动不确定状态，只有当F等于原动件个数时，机构的运动才完全确定。

3．3．3计算机构自由度的注意事项

1、复合铰链：两个以上的构件在同一处用回转副相联接；

处理：A处有K个构件，则有（K-1）个回转副

2、局部自由度：机构中某些构件的局部独立运动并不影响其他构件的运动。

处理：将局部自由度预先排除

3、虚约束：对机构运动不起实际约束效果的重复约束

处理：虚约束须除去不计 第二篇

常用机构 第4章

平面连杆机构

平面连杆机构：所有构件都用低副联接构成的平面机构。

1．平面连杆机构的优点：

1）低副——面接触——压强小——磨损轻——圆柱面、平面——制造简单——加工精度高。2）易于实现基本运动形式之间的转换。3）可使从动件实现多种形式的运动。2．平面连杆机构的缺点：

1）运动传递线路长，低副磨损后间隙不易消除，运动累计误差较大。2）不宜要求从动件精确实现复杂的运动规律。3．平面四杆机构：具有4个构件的连杆机构。

4．2 铰链四杆机构类型及应用

铰链四杆机构：四杆机构的运动副都是回转副 机架：固定不动的杆。

连杆：不与机架直接相联而作复杂平面运动的杆。连架杆：与机架直接相联的杆。

曲柄：能够绕各自的回转副中心作整圆回转运动的连架杆。整轴副：相邻两杆能作相对整周回转的回转副。摇杆：只能在小于360°范围内摆动的连架杆。

根据两个连架杆是否为曲柄可将其分为三种型式： 4．2．1曲柄摇杆机构

两连架杆：一个是曲柄，另一个是摇杆 连续转动←→往复摆动 4．2．2双曲柄机构 两连架杆都是曲柄

两曲柄不等长：等速转动—→变速转动 4．2．3双摇杆机构 两连架杆都是摇杆 摆动—→摆动

4．3链接四杆机构曲柄存在条件

1、曲柄存在条件

欲使AB杆—→曲柄

必须使BC杆与CD杆不能重合为一直线—→即B、C、D三点不能共线—→BCD始终保持为一个三角形。三角形存在的条件：两边之和大于第三边。

铰链四杆机构有曲柄的条件：

杆长条件：最短杆和最长杆长度之和不大于其他两杆长度之和。最短杆条件：最短杆是连架杆或机架。

2、铰链四杆机构类型的判定 1）在满足杆长条件时

（1）最短杆为机架是双曲柄机构（2）最短杆的对杆为机架式双摇杆机构（3）最短杆的邻杆为机架式曲柄摇杆机构

2)不满足杆长条件时，不论取哪一杆为机架，只能得到双摇杆机构 4．4铰链四杆机构的演化 4．3．1转动副转化为移动副

单移动副机构——对心式曲柄滑块机构、偏置式曲柄滑块机构 两个移动副的四杆机构：

正弦机构：正切机构：双转块机构：双滑块机构： 4．3．2扩大的转动副——偏心轮机构 4．3．3选取不同的构件为机架

1、曲柄摇杆机构

2、对心曲柄滑块机构（1）导杆机构——取1为机架

转动导杆机构

摆动导杆机构（2）摇块机构——取2为机架（3）定块机构——取3为机架 4．5平面四杆机构的基本特征 4．5．1急回运动

1、极位夹角：摇杆在两个极限位置，曲柄两位置所夹的锐角 摆角：摇杆在两个极限位置间的夹角

2、急回运动和行程速比系数

急回运动：曲柄作等速转动，摇杆作变速摆动。行程速比系数：K=V2/V1 θ越大，K也越大，急回特性越明显。4．5．2传力性能

1、压力角和传动角

压力角：该点力的方向与其作用点的速度方向所夹的锐角。压力角越小，有效分力就越大，机构传力性能越好。传动角：压力角的余角，传动角越大，机构传力性能越好。

2、最小传动角的确定

最小传动角：一定出现在曲柄与机架共线的两位置之一 4．5．3死点

在曲柄摇杆机构中，取摇杆为原动件，在连杆与曲柄共线的两位置将出现传动角γ=0°，无论力多大，都不能使曲柄传动。4．6平面四杆机构的设计

平面四杆机构的设计：依据给定的运动条件选定机构的型式，确定机构的运动尺寸。解决问题

（1）实现预期的运动规律

力的作用线通过回转中心，（2）实现预定的轨迹

设计方法：图解法、解析法、实验法。

4．6．1图解法设计四杆机构

1、按照给定连杆的位置设计四杆机构

2、按照给定的行程速比系数设计四杆机构 1）导杆机构： 2）曲柄摇杆机构

4．6．2解析法设计平面四杆机构

首先建立方程式，然后依据已知参数对方程求解。4．6．3实验法设计四杆机构

利用各种模型、模板、线图等，经过反复实验凑出能近似满足要求的机构的设计方法。第6章

齿轮机构

传动原理：靠一对齿轮的轮齿相互啮合来传递空间任意两轴之间的运动和动力。

6．1．1齿轮机构的传动特点

优点：传递的功率大、速度范围广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证恒定的瞬时传动比。缺点：制造和安装精度要求高、成本高、不宜用于两轴之间距离较大的传动。

6．1．2齿轮机构的类型

按照一对齿轮轴线间的相互位置、齿向和啮合情况，可以分为： 1．平面齿轮机构（两轴线平行）；

1）轴线平行：直齿圆柱齿轮机构、斜齿圆柱齿轮机构、人字齿圆柱齿轮机构

2）两齿轮啮合情况：外啮合齿轮机构、内啮合齿轮机构、齿轮与齿条机构

2．空间齿轮机构（两轴线不平行）；

1）相交轴圆锥齿轮机构：直齿、斜齿

2）交错轴齿轮机构：交错轴斜齿轮机构、蜗杆机构 3．按轮齿的齿廓曲线形状：渐开线、摆线、圆弧齿轮。6．1．3对齿轮机构传动的基本要求

1、传动准确、平稳

2、强度高，承载能力强 6．2 齿廓啮合基本定律 6．2．1一对齿轮的传动比

传动比：主动轮1与从动轮2的角速度之比，即i12=ω1/ω2 6．2．2齿廓啮合基本定律

齿廓啮合基本定律：相互啮合传动的一对齿轮，在任一位置时的传动比，都与其连心线O1O

2被其啮合齿廓在接触点处的公法线所分成的两段成反比 节圆：过节点所作的圆。中心距：两齿轮节圆半径之和。6．2．3共轭齿廓

凡满足齿廓啮合基本定律而相互啮合的一对齿轮的齿廓。渐开线、摆线、圆弧线 6.3 渐开线齿廓

6．3．1渐开线的形成和特性

1、渐开线的形成

当一直线l沿半径是rb的圆周作纯滚动时，该直线上任一点K的轨迹AK称为该圆的渐开线。半径为rb的圆称为基圆； 直线l则称为渐开线的发生线；

渐开线齿轮的齿廓就是由在同一基圆上产生的两条对称的渐开线构成。

2、渐开线齿廓的特性

1）发生线沿基圆滚过的线段长度等于基圆上被滚过的弧长；

2）渐开线上各点的法线必与基圆相切，基圆的切线必为渐开线某点的法线； 3）渐开线上各点的压力角的大小不同，离基圆越远，压力角越大； 4）渐开线的形状取决于基圆的大小 5）基圆以内无渐开线

6．3．2渐开线齿廓的啮合特点

1、渐开线齿廓满足齿廓啮合基本定律，能够实现定传动比要求 两基圆的内公切线——法线——不发生变化——有固定的点——节点C

2、中心距具有可分性

一对渐开线齿轮制成后，其基圆便已确定．

中心距的可分性：中心距稍有变化，不改变其瞬时传动比的大小

3、传递压力的方向不变 1）啮合线是一直线

啮合线：两齿廓接触点在固定平面的轨迹

直线N１N２——啮合线——两圆的内公切线——法线为同一直线 N１、N２是理论上的两个极限啮合点 2）啮合角与传力方向不变

啮合角：啮合线N１N２与过节点的两轮节圆公切线 tt 之间所夹的锐角 啮合过程中——啮合角将始终保持不变—— 压力方向不变

四线合一：啮合线、过啮合点的公法线、基圆的内公切线、法向压力的作用线。6．4 渐开线标准齿轮的主要参数和基本尺寸计算 6．4．1齿轮各部分的名称及代号

1、齿顶圆与齿根圆

齿顶圆：轮齿齿顶圆柱面所确定的圆。齿根圆：轮齿齿槽底部圆柱面所确定的圆。

2、齿厚、齿槽宽和齿距

齿厚：齿轮任意圆周dK 上一个轮齿的两侧齿廓间的弧长。齿槽宽：齿轮任意圆周dK 上一个齿槽的弧长。

齿距：在端平面上，任意圆周上相邻两齿同侧齿廓之间的弧长。在齿轮的同一圆周上，齿距等于齿厚与齿槽宽之和。

3、分度圆和基圆

分度圆：为了便于设计、制造和互换使用，在齿轮的顶圆与根圆之间取一度量齿轮尺寸的基准圆，将此基准圆上的pK/Π值规定为标准值，压力角αK也取为标准值，该圆则称为分度圆。

4、齿顶高、齿根高、全齿高

齿顶高：齿顶圆与分度圆之间的径向距离。齿根高：齿根圆与分度圆之间的径向距离。全齿高：齿顶圆与齿根圆之间的径向距离。齿宽与齿面

齿宽：齿轮轮齿轴向宽度。

齿面：位于齿顶曲面和齿根曲面间的轮齿侧表面。6．4．2齿轮的主要参数

1、模数

模数：分度圆齿距与Π的比值 分度圆直径：d=mZ M越大，p也越大，承载能力越强。

m已经标准化

表6-1，优先选用第一系列，括号内的尽量不用。

2、压力角

分度圆上齿廓的压力角为标准值

渐开线的形状由模数、压力角和齿数决定，最基本的参数。

3、齿顶高系数和顶隙系数

标准齿轮：模数、压力角、齿顶高系数和顶隙系数均为标准值，且分度圆上的齿厚等于齿槽宽的齿轮。6．4．3渐开线标准直齿轮的基本尺寸计算

1、外齿轮的几何尺寸计算（表6—2）

2、公法线长度和分度圆弦齿厚（自学）6.5 渐开线标准直齿圆柱齿轮的啮合传动 6．5．1一对齿轮的正确啮合条件

当前一对齿轮啮合分离后，后续的齿对已接替进入啮合。相邻两齿同侧齿廓沿法线的距离应相等

两轮的法向齿轮相等是一对齿轮相啮合的正确条件

m1= m2= m

α1=α 2= α i12=Z2/ Z1

6．5．2一对齿轮的标准中心距

标准安装：分度圆与节圆重合，保证无侧隙安装。分度圆和压力角，单个齿轮所具有的参数。

节圆与啮合角：对齿轮副而言，安装以后才具有的参数，与安装中心距有关。6．5．3一对齿轮的连续传动条件 轮1为主动，轮2为从动

啮合的始点A：从动轮的齿顶圆和啮合线的交点A； 啮合的终点E：主动轮的齿顶圆与啮合线的交点E AE是一对齿廓啮合点的实际轨迹，即实际啮合线段。连续传动的条件：AE≥pb

重合度：实际啮合线与基圆齿距的比值。

重合度越大，参与啮合的齿对数就越多，传动就越平稳，每对轮齿承受的载荷就越小。6．6渐开线齿廓的切齿原理 6．6．1仿形法

仿形法是利用与齿轮齿槽形状相同的铣刀（盘形和指状），通过普通铣床直接在轮坯上加工出渐开线齿形。

1、切削运动：铣刀绕自己的轴线oo回转，同时，轮坯沿其轴线方向送进，以便切出整个齿宽；

2、分度运动：铣完一个齿槽之后，轮坯退回原处，分度头将它转过360°/Z的角度，再铣第二个齿槽。特点：成本低，加工简便

精度低，生产效率低，适用于单件小批量生产 6．6．2范成法

范成法：利用一对齿轮相啮合时，其共轭齿廓互为包络线的原理来切出渐开线齿形。

1、齿轮插刀：

1）范成运动：模仿一对齿轮做缓慢的定传动比回转运动 2）切削运动：插刀沿齿宽方向所做的往复运动 3）进给运动：插刀的径向进给运动

2、齿条插刀

3、齿轮滚刀

6．7渐开线齿廓的根切现象，最少齿数和变位齿轮 6．7．1根切现象与最少齿数

1、根切现象：用范成法加工齿数较少的标准齿轮时，当刀具的齿顶线（或齿顶圆）超过啮合极限点N1时，将会切去轮齿根部的一部分渐开线齿廓，这一现象成为轮齿的个别切。

问题：抗载能力降低，传动平稳性变差

2、最少齿数：加工标准齿轮时不发生根切的齿数极限值 条件：Zmin≥17

6．7．2变位齿轮简介

1、标准齿轮的优缺点 优点：设计简便，互换性好

缺点：1）被切齿轮的齿数受限，否则出现根切 2）不适合实际中心距≠标准中心距

3）大小齿轮的承载能力不同

2、变位齿轮：通过改变刀具和齿坯相对位置后切制出来的齿轮.xm：变位量。由切削标准齿轮的位置移动的距离 x：变位系数

变位后的齿轮，在分度圆上齿厚与齿槽宽不等 x>0正变位

正变位齿轮

x<0负变位

负变位齿轮 变位齿轮的特点：

变位齿轮的模数和压力角不变，定传动比的性质不变 2）齿厚、齿槽宽、齿顶圆、齿根圆、齿根高都发生变位 6．8平行轴斜齿圆柱齿轮机构

端面：垂直于其轴线的平面

直齿轮渐开面的形成：发生平面S在基圆柱上作纯滚动，平面S上与母线平行的直线KK在空间形成的渐开面。直齿轮传动的缺点：平稳性较差，易产生振动和冲击

6．8．1斜齿圆柱齿轮齿面的形成及特点

斜齿轮渐开面的形成：发生平面S在基圆柱上作纯滚动，平面S上与母线不平行的斜直线KK在空间的轨迹形成的渐开面。基圆柱螺旋角：KK与其圆柱母线所夹的锐角 特点：传动平稳，振动噪声小，适合高速承载传动 6．8．2斜齿圆柱齿轮的基本参数和尺寸

1、基本参数：

1）螺旋角：分度圆柱面上的螺旋角

斜齿轮按轮齿倾斜方向：分为左旋、右旋 2）齿距与模数 3）压力角：

4）齿顶高系数和顶隙系数 国标规定：法面参数为标准值

2、几何尺寸计算

一对斜齿轮的啮合从端面来看，相当于一对直齿轮的啮合； 斜齿轮的中心距与螺旋角β有关

6．8．3斜齿圆柱齿轮机构的正确啮合条件与重合度

1、正确啮合条件：mn1= mn2= m

α

2、重合度 直齿：ε 斜齿：ε=εt+ε端面重合度εt 轴向重合度εββ

n

1=α n2= α β1=-β2

特点：重合度增大，且随齿宽b和轮齿的倾斜程度的增大而增大。

运转平稳，承载能力高，产生轴向力。6．8．4斜齿圆柱齿轮的当量齿轮和当量齿数

以ρ为分度圆半径，以斜齿轮的法向模数mn为模数，取压力角α为标准压力角作一假想的直齿圆柱齿轮，则其齿形与斜齿轮的法面齿形相近，此直齿轮称斜齿轮的当量齿轮。斜齿轮的最少不根切齿数：17cos3β 6．9圆锥齿轮机构

圆锥齿轮用于传递两相交轴间的运动和动力。

两轴间的交角Σ=90°

圆锥齿轮的轮齿均布在一个截锥体上，由大端到小端逐渐变小。单个圆锥齿轮：基圆锥，分度圆锥、齿顶圆锥、齿根圆锥。相互啮合的一对圆锥齿轮机构有节圆锥

圆锥齿轮传动，一对锥顶重合的节圆锥在作纯滚动

理论齿廓应是球面渐开线。

6．9．2直齿圆锥齿轮齿面的形成原理

一个圆心和基圆锥锥顶O相切的圆平面（发生面）S沿基圆锥作纯滚动时，S上任一条与基圆锥母线OA相切的径向直线OK上的点K 在空间展出一条以锥距R为半径的球面渐开线AK，该曲面能满足定传动比要求。6．9．3直齿圆锥齿轮的背锥和当量齿数

1、背锥

便于研究，取背锥代替圆锥

2、当量齿轮与当量齿数

将背锥展开成平面，则成为两个扇形齿轮，将它们补足为完整的圆锥齿轮，此圆锥齿轮称为原齿轮的当量齿轮，此齿轮的齿数称为当量定数。

（1）正确啮合条件：大端模数和压力角分别相等，且锥距也分别相等。（2）一对直齿圆锥齿轮机构的传动比：（3）直齿圆锥齿轮不根切的最少齿数：

6．9．4直齿圆锥齿轮的基本参数和几何尺寸计算

1、基本参数

大端模数，压力角为标准值；大端齿顶高系数和顶隙系数分别为1和0.2

2、几何尺寸计算

Σ=90°且节圆锥与分度圆锥重合。

不等顶隙收缩齿圆锥齿轮，齿顶圆锥、齿根圆锥、分度圆锥锥顶

等顶隙收缩齿圆锥齿轮，齿根圆锥和分度圆锥共锥顶，但齿顶圆锥并不与分度圆锥共锥顶。6．10蜗杆机构

6．10．1蜗杆蜗轮的形成

蜗杆机构用于实现两交错轴间的传动，通常两轴交错角Σ=90°。蜗杆与蜗轮的形成：

在蜗杆传动中，常以蜗杆为原动件作减速运动。

蜗杆轮齿的旋向有左旋和右旋之分，常用的是右旋蜗杆。6．10．2蜗杆机构的类型

1、根据蜗杆的外形

圆柱蜗杆机构：制造简单，应用广泛； 环面蜗杆机构：润滑状态好，效率较高； 锥蜗杆机构：啮合性能好，承载能力大，效率高。

2、圆柱蜗杆机构的分类 普通圆柱蜗杆

圆弧圆柱蜗杆

3、普通圆柱蜗杆

阿基米德蜗杆

渐开线蜗杆

延伸渐开线蜗杆和锥面包络蜗杆。6．10．3圆柱蜗杆机构的主要参数

中间平面：垂直于蜗轮轴线且通过蜗杆轴线的平面

在中间平面，蜗杆与蜗轮的啮合等同于渐开线齿轮与齿条的啮合 在蜗杆传动中，以中间平面上的基本参数和尺寸计算为基准

1、模数和压力角 正确啮合条件

2、蜗杆分度圆直径和蜗杆直径系数

3、传动比i，蜗杆头数z，蜗轮齿数

4、蜗杆分度圆柱上螺旋线的导程角入

5、中心距

6．10．5蜗杆机构的特点

1、传动比大，零件数目少，结构紧凑；

2、传动平稳，啮合的齿对数多，噪声低；

3、具有自锁性，蜗杆为原动件，机构自锁；

4、传动效率低，摩擦大；

5、制造成本高； 第三篇

联接与螺旋传动 第8章

联接

2.概述键、花键、销联接的结构、特点、选择，及其强度计算。

联接：动联接：铰链

静联接：焊接

静联接

可拆联接：不需损坏联接中的任一零件；如螺纹联接、键联接、销联接等。

不可拆联接：不损坏联接中的谋一部分就不能拆开的联接；如焊接、铆接、胶接等。8．1 螺纹

8．1．1螺纹的类型和应用

将一倾斜角为λ的直线绕在圆柱体上便形成一条螺旋线。

使一平面图形（如三角形、矩形）沿着螺旋线运动，运动过程中此图形始终通过圆柱体的轴线，于是便形成螺纹。按照平面图形的形状：

三角形螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹 按照螺旋线的旋向： 左旋螺纹、右旋螺纹 按照螺旋线的数目：

单线螺纹、等距排列的多线螺纹 按照螺纹加工的位置 外螺纹、内螺纹 按照螺纹的作用： 联接螺纹、传力螺纹 按照螺纹的母体形状 圆柱螺纹、管螺纹 8．1．2螺纹的主要参数

1、大径d：与外螺纹牙顶（内螺纹牙底）相重合的假想圆柱面的直径，即公称直径

2、小径d1：与外螺纹牙底（内螺纹牙顶）相重合的假想圆柱面的直径，强度计算中用作危险截面直径的计算直径。

3、中径d2：外、内螺纹的牙厚与牙间相等的圆柱直径

4、螺距P：螺纹相邻两牙对应点间的轴向距离

5、导程S：同一螺旋线上相邻两牙对应点间的轴向距离

S= nP

n：螺纹线数

6、螺纹升角λ：在中径圆柱上，螺旋线的切线与垂直于螺纹轴线的平面的夹角。

7、牙型角α：螺纹轴向截面中，螺纹牙型两侧边间的夹角； 牙侧角β：螺纹牙型的侧边与螺纹轴线垂直平面的夹角 8．2 螺旋副的受力分析、自锁和效率 8．2．1矩形螺纹 受力：滑块沿斜面运动

上升

轴向力Q——外力

水平力F——驱动力

滑块沿斜面等速上升

F=Qtan（λ+ρ）

下降

F=Qtan（λ－ρ）

表明：

当λ＞ρ，在力Q的作用下，滑块有加速下滑的趋势，为使滑块等速下滑，必须施加一个向右（反方向）的水平力F。当λ＜ρ时，F为负，为使滑块匀速下滑，必须在滑块上施加一个向左的水平力F，此时F是驱动力 说明：Q无论多大，如不施加驱动力F，滑块不会下滑—→自锁 8．2．2非矩形螺纹 自锁条件：λ≤ρ’ 螺旋副的效率：

当λ不变，β越大，效率越低。

矩形螺纹效率最高，其次锯齿形螺纹、梯形螺纹，三角形螺纹效率最低。8．3机械制造常用螺纹

机械制造常用的三角形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹在我国均已标准化。

8．3．1三角形螺纹——用于联接 1．三角形螺纹

1）普通螺纹——紧固

粗牙螺纹：螺距最大

细牙螺纹：其余螺距，2）管螺纹——有密封要求

非螺纹密封的管螺纹

螺纹密封的管螺纹

米制锥管纹

8．3．2梯形螺纹和锯齿形螺纹 摩擦小、效率高——用于传动

梯形螺纹——对称牙型——锥面贴紧——不易松动——工艺性好——牙根强度高——对中性好 锯齿形螺纹——外对称——便于对中——只能用于单向受力 8．4 螺纹联接的基本类型和标准联接件 8．4．1螺纹联接的基本类型

1、螺栓联接

2、双头螺柱联接

3、螺钉联接

4、紧钉螺钉联接 8．4．2标准螺纹联接件

1、螺栓

2、双头螺柱

3、螺钉

4、紧钉螺钉

5、螺母

6、垫圈 8．5螺纹联接的预紧和防松 8．5．1螺纹联接的预紧

预紧力：联接在承受工作载荷之前，预先受到一个轴向力的作用。

目的：增强联接的可靠性和紧密性，以防止受载后被联接件间出现缝隙或相对滑动，同时可提高联接强度 预紧应力的大小：80%ζs 方法：测力距扳手，定力矩扳手 8．5．2螺纹联接的防松

一般情况下，可满足自锁、防松的目的是在冲击、振动、交变载荷、高温等情况下出现松动。防松的根本目的在于防止螺旋副相对运动 8．6螺纹联接的强度计算

螺栓的主要失效形式：

螺栓杆被拉断

螺栓杆被剪断或螺栓杆和被联接件外壁被压溃 经常拆卸时，因磨损而发生滑扣现象 螺纹牙的计算是根据等强度原则；

螺纹联接的计算主要是根据螺栓的强度确定螺栓危险截面的尺寸，即螺纹小径d1，然后从标准中确定d及螺距P。8．6．1松螺栓联接

装配时，螺母不需要拧紧，在承受工作载荷前，螺栓不受力 8．6．2紧螺栓联接

1、仅承受预紧力的紧螺栓联接

装配时，螺母需要拧紧，螺栓处于拉伸和扭转的复合应力状态。根据第四强度理论：

2、承受横向载荷的紧螺栓联接

用普通螺栓联接承受横向载荷时，由于预紧力的作用，将在接合面间产生摩擦力以抵抗工作载荷。即：摩擦力>工作载荷

可用各种剪载零件来承受横向工作载荷，包括销、剪载套、键等。用铰制孔螺栓承受横向载荷；

3、承受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接

情况1：螺母与被联接件接触，但螺栓和被联接件均未受力，二者都没有发生变形 情况2：螺母拧紧，受预紧力作用； 螺栓受预紧力Q0——产生伸长量δ被联接件受Q0——产生压缩量δ情况3：承受工作载荷后

螺栓受力由Q0 增加到Q，螺栓进一步拉伸，则总拉伸量为δ被联接件由Q0减小到Qr，压缩量减少为δc0－Δδ 螺栓和被联接件这种变形可用线图表示： 对Qr 的要求：

8．7 螺栓联接件的下料和许用应力 材料：Q215、Q235、10、35、45钢等； 许用应力：表8—6 8．8提高螺纹联接强度的措施

螺栓的破坏——螺栓杆部分——疲劳断裂——截面小，应力集中处 8．8．1降低螺栓总拉力的变化范围 总拉力在Q0——（Q0＋ΔQ）之间变化

则减小螺栓的刚度kb或增大被联接件的刚度kc，可降低总拉力的变化范围。采取：腰状杆螺栓、空心螺栓

金属垫片、O型密封元件 8．8．2改善螺纹牙上的载荷分布

螺栓受拉而螺距增大，螺母受压而螺距变小，轴向载荷在旋合螺纹各圈间的分布不均匀。大部分载荷集中在前几圈，八圈以后几乎不承受载荷 加厚螺母不能提高螺纹联接强度 采用悬置螺母

8．9键联接和花键联接

8．9．1键连接的分类、结构和应用

键是一种标准件，用于实现轴和轴上零件的周向固定以传递转矩，有些键还能实现轴向固定或轴向滑动的导向。键联接：平键联接、半圆键联接、锲轴联接，切向键联接

1、平键联接

键的两侧面为工作面，工作时靠键与键槽侧面的相互挤压来传递转矩。特点：结构简单、拆装方便、定心性好。平键分为：普通平键、导向平键

普通平键：静联接

A型（两圆头）B型（平头）C型（单圆头）A：键在键槽中固定良好，应力集中大 B：应力集中小，键的尺寸较大 C：用于轴端

导向平键：动联接，需固定，并没有起键螺孔。

2、半圆键

b0＋Δc0 b0

δ

以两侧面为工作面

具有良好的定心性，绕其几何中心摆动，装配方便 键槽较深，对轴的强度削弱大

3、锲键联接 工作面：上下表面

键的上表面和轮毂键槽的底部有1：100的斜度

工作时主要靠键的上表面与轮毂间的摩擦力来传递，能承受单向的轴向力。轴和轮毂轴线间会产生偏心和偏移

使用于定心要求不高，传递和载荷平稳的场合。

4、切向键联接

切向键由一对斜度为1：100的锲键组成 键的窄面为工作面

工作时，靠工作上的挤压力和键与轮毂间的摩擦力来传递转矩 一个切向键：单向传递转矩 两个切向键：双向传递转矩 8．9．2平键联接的选择计算

1、平键尺寸的计算

键的截面尺寸：按轴的直径d从有关标准中选取

键的长度：普通平键：键的长度等于或略小于轮毂的长度

导向平键：按轮毂长度及滑动距离而定 注：键长应符合标准规定的长度系列

2、平键联接的强度校核

主要失效形式：工作面得压溃，过载剪断 设计标准：工作面上的挤压应力

导向平键：失效形式：工作平面的过度磨损 设计标准：工作面上的压力

8．9．3花键联接：轴和轮毂孔向均布的多个键齿构成的联接。工作面：齿的侧面

特点：承载能力高，受力均匀，对轴和轮毂的强度削弱小，对中性和导向性好。适用：定心精度高，载荷大，经常滑移的联接 类型： 矩形花键：常用 渐开线花键：承载能力高 三角形花键：使用于薄壁零件 8．10销联接

用途：固定零件间的相对位置，传递不大的载荷，安全过载装置 类型：

圆柱销：过盈配合，多次装拆合，其定位精度和可靠性下降 圆锥销：1：50的锥度

安装方便，定位精度高，可多次装拆 端部带有螺纹的圆锥销：适用于盲孔或拆卸困难的场合。开尾圆锥销：适用于有冲击、振动的场合。

开有纵向沟槽的圆锥销：弹性变形、不易松脱、因而能承受振动和变载荷。材料：35钢、45钢 第四篇

机械传动 第10章

齿轮传动 10．1齿轮传动的特点及类型 10．1．1特点：

效率高：最高达99.95% 结构紧凑：在同样的使用条件下，所需的空间尺寸小 工作可靠：齿与齿的啮合传动 寿命长：长达一、二十年 传动比稳定：i=Z2/ Z1

制造、安装精度高，价格较贵，不适合传动距离过大的场合。10．1．2类型

1、按照工作条件，闭式齿轮传动，开式齿轮传动

2、按照传递的速度：低速、高速

3、按照承载的大小：轻载、重载

4、按照齿轮的材料及热处理工艺：软齿面

硬齿面 10．1．3对齿轮传动的基本要求

1、传动精确平稳（第六章）

2、足够的承载能力（本章重点讲解）10．2齿轮的失效形式及设计准则 10．2．1齿轮的失效形式——主要指轮齿

1、轮齿折断

弯曲疲劳折断：齿根处的弯曲应力最大，交变应力、应力集中；先裂纹、后折断。过载折断：轮齿在短时过载。

局部折断：不准确的安装，制造，轴的变形。

增大齿根处圆角半径，合理的热处理，合理的选择材料及采用变位齿轮。

2、齿面点蚀

长期交应变力——疲劳裂纹——扩展——麻点状小而浅的坑——点蚀

靠近节线处啮合，相对滑动速度低，油膜不易形成，点蚀首先出现在齿根表面靠近节线处。闭式齿轮传动的主要失效形式；

提高齿面的硬度，降低表面的粗糙度，增大综合曲率半径，增大润滑油的粘度。

3、齿面胶合

压力大——温度高——润滑油被挤出——两齿面直接接触，相互粘连——较软的齿面形成沟纹——胶合 提高齿面的硬度，降低表面的粗糙度，合理选用材料，合理选用润滑油。

4、齿面磨损 杂质的进入

开式齿轮传动的主要失效形式

5、齿面塑性变形 过大的应力作用 10．2．2设计准则

闭式软齿面齿轮传动——点蚀——按照齿面接触疲劳强度设计——验算轮齿的弯曲疲劳强度 闭式硬齿面齿轮传动——轮齿折断——按照齿根的弯曲疲劳强度设计——验算齿面的接触疲劳强度 开式齿轮传动——磨损和轮齿折断——按照轮齿的弯曲疲劳强度设计——同时降低许用应力 10．3齿轮的材料、热处理及传动精度 10．3．1齿轮常用的材料

要求：较高的抗点蚀，抗磨损、抗胶合、抗塑性变形、抗折断的能力 齿面要硬，齿芯要韧

常用的材料：碳素结构钢，合金结构钢，铸钢，铸块、塑料、尼龙 10．3．2齿轮的热处理

软齿面（齿面硬度≤350HBS）

调质和正火

硬齿面（齿面硬度＞350HBS）

表面淬火、表面渗碳淬火、渗氮淬火。

1、软齿面齿轮的热处理方法——调质和正火

加热后，空冷或油冷

慢慢降温

小齿轮的齿面硬度>大齿轮的齿面硬度，寿命相近

2、硬齿面齿轮的热处理方法——淬火 10．3．3齿轮传动的精度

齿轮公差分为：传递运动的准确性、传动的平稳性、齿面上载荷分布的均匀性 齿厚极限偏差、等级

10．4直齿圆柱齿轮传动的作用力及计算载荷 10．4．1直齿圆柱齿轮受力分析

受力分析——分度圆上啮合——忽略摩擦力——集中力——作用在齿宽中点——沿啮合线 法向力Fn分解为圆周力Ft和径向力Fr 大小：

方向：

Ft：主动轮与运动方向相反，从动轮与运动方向相同 Fr：分别指向各自轮心 10．4．2计算载荷

载荷沿齿宽分布不均匀，附加动载荷——引入载荷系数K 10．5直齿圆柱齿轮传动承载能力计算

10．5．1直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度计算

1、齿面接触疲劳强度计算

线接触——受载后——弹性变形——面接触 齿面接触应力——参照弹性力学中的赫兹公式

2、影响齿面接触强度的参数和尺寸 1）系数335只适合钢对钢

如钢对铸铁

335—→285 铸铁对铸铁

335—→250 2）从公式中分析得出：ζ设计时按较小值代入计算 3）降低ζH和增大〔ζH〕可提高齿面接触疲劳强度； H1=ζH2

H1〕≠〔ζH2〕 但当两齿轮的材料及热处理不同时，〔ζ

增大齿宽b或中心距a可降低ζH，b过大，造成载荷分布不均匀，因此提高a可行

结论：改变齿轮的几何参数或提高齿面的硬度可提高齿面接触疲劳强度； 10．5．2值齿圆柱齿轮传动的轮齿弯曲疲劳强度计算

1、齿根弯曲疲劳强度计算

假设：1）将齿轮视为悬壁梁；2）全部载荷仅由一对轮齿承担3）集中力作用于齿顶 危险截面的确定：

30°切线法：作与轮齿对称中心线成30°夹角并与齿根过渡曲线相切的直线，认为两切点的连线是危险截面的位置。法向力Fn分解为：

F1：使齿根产生弯曲应力

F2：产生压应力，忽略

2、影响齿根弯曲强度的参数和尺寸

1）一般情况下，Z1≠Z2，YF1≠YF2，ζF1≠ζF2； 2）YF/〔ζF〕的比值不同

设计时代入较大值;3）提高轮齿齿根弯曲疲劳强度的措施：提高m、b、Z1，但提高m 效果显著 4）开式齿轮传动，（0.7---0.8）〔ζF〕 10．5．3齿轮的许用应力 〔ζH〕=ζ

ζHlim /SH

〔ζF〕=ζFlim：图Flim /SF

Hlim：图10—6；

ζ10—7

长期双侧工作，取0.7的系数。SH、SF：表10—5

10．6直齿圆柱齿轮传动的设计

1、齿数比u与齿数Z1

齿数比u其值恒大于1，而传动比i其值可大于1，也可小于1 当i>1时

u=i 当i<1

u=1/i 一般：u<8 降低小齿轮的啮合次数 当 i≤4.5时，i允许有±2.5% 的误差

I＞4.5时，i允许有±4% 的误差 闭式——软齿面——接触疲劳强度——设计

a一定，降低m，增大Z1，增大重合度，提高传动的平稳性，减小齿顶圆直径和毛坯直径，降低成本。Z1=20——40 闭式——硬齿面——弯曲疲劳强度——设计 Z1=17——20

2、模数

传递动力的齿轮传动，模数m不宜过小；按弯曲疲劳强度设计的m必须取标准值。经验公式：闭式齿轮传动m≈(0.007—0.02)α

开式齿轮传动m≈0.02α 齿宽系数：

轮齿越宽，承载能力也越高，但齿宽过大，载荷分布不均匀，造成偏载。

闭式齿轮传动：ψa=0.3—0.6，常用ψa=0.4（0.35）

开式齿轮传动：ψa=0.1—0.3 10．7斜齿圆柱齿轮传动

10．7．1斜齿圆柱齿轮传动的受力分析 忽略齿面间的摩擦力 大小：

方向：

10．7．2斜齿圆柱齿轮传动的强度计算

作用力——法向平面内——当量直齿轮——用直齿轮的方法计算——重合度大，曲率半径大——比直齿轮承载能力大 齿面接触疲劳强度计算

一对钢制标准斜齿轮传动的齿面接触疲劳强度条件；

说明：1）钢对铸铁：260；

铸铁对铸铁：228

2）a圆整为0或5

3）m的确定

4）β的确定

2、齿根弯曲疲劳强度计算 说明：YF按当量齿数查表10-4 10．8直齿圆锥轮传动

10．8．1直齿圆锥齿轮传动的受力分析

将轮齿上的分布力简化为作用于齿宽中点集中载荷。大小：

方向：

10．8．2直齿圆锥齿轮传动的强度计算

1、齿面接触疲劳强度计算

按齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮传动来计算；

说明：1）求出锥距R后，选择Z1、Z2）确定大端模数

3）ψR=0.25—0.3 4）钢对铸铁285，铸铁对铸铁250；

2、齿根弯曲疲劳强度计算

说明：1）YF按当量齿数查表10-4按 2）mm与m的关系 10．9齿轮的结构设计及齿轮传动的润滑和效率 10．9．1齿轮的结构

1、齿轮轴：将齿轮和轴做成一体

圆柱齿轮：齿根圆到键槽底部的距离e＜2m

圆锥齿轮：小端齿根圆到键槽底部的距离e＜1.6m

2、实心式齿轮：da≤160mm

3、腹板式齿轮：da=160——500mm

4、轮辐式齿轮da＞500mm

说明：齿轮与轴的联接——平键

花键

10．9．2齿轮传动的润滑

齿轮传动——相对滑动——产生摩擦与磨损——效率下降——润滑；

润滑——减小磨损与发热——防锈和降低噪声——工作状态及改变——预期寿命内正常工作 方式：

开式齿轮传动通常用润滑油（脂）人工定期润滑 闭式齿轮传动按圆周速度v确定： v≤12m/s，油池润滑；

深度：圆柱齿轮，一个齿高，不应小于10 mm

圆锥齿轮：浸入全齿宽 多级传动：带油轮

底部距离：≦30——50 mm 2）v＞12m/s，喷油润滑 3）油的粘度的确定：表10-6 10．9．3齿轮传动的效率

功率损耗包括：啮合中的摩擦损耗，搅油损耗，轴承中的摩擦损耗 10．10蜗杆传动

10．10．1蜗杆传动的运动分析与受力分析

1、蜗杆传动的运动分析

目的：确定蜗杆与蜗轮的转向关系及齿面间相对滑动速度 蜗杆主动——利用左右手法则 四指——蜗杆转动的方向

拇指——蜗杆有沿轴线方向运动的趋势 蜗轮——向相反的方向运动 相对滑动速度：

Vs越大，容易形成油膜

齿面间的摩擦因数下降，提高效率，承载能大； Vs过大：易产生磨损和胶合

2、蜗杆传动的受力分析 大小：

方向：

10．10．2蜗杆传动的失效形式，材料和结构

1、蜗杆传动的失效形式和常用材料

失效形式：齿面点蚀，齿面胶合，齿面磨损，轮齿折断；

由于材料和结构的不同，蜗杆螺旋齿部分的强度高于蜗轮轮齿的强度，因而失效总发生在蜗轮。闭式蜗杆传动——蜗轮轮齿——齿面胶合 开式蜗杆传动——蜗轮轮齿——磨损

对蜗杆，蜗轮材料的要求：足够的强度，良好减摩耐磨性，抗胶合能力。蜗杆材料：碳素钢、合金钢

蜗轮材料：铸造锡青铜，Vs=5——15 m/s 铸造铝铁青铜，Vs＜8m/s 灰铸铁，Vs＜2m/s

2、蜗杆和蜗轮的结构

蜗杆——蜗杆轴——蜗杆和轴形成一体

蜗轮：整体式：铸铁蜗轮或d＜100mm的青铜蜗轮

组合式：齿圈用青铜，轮芯用铸铁或钢 10．10．3蜗杆传动的强度计算

失效——胶合、磨损——无完整计算方法 只对蜗轮齿面进行接触疲劳强度计算；

10．10．4圆柱蜗杆传动的效率：润滑和热平衡计算

1、蜗杆传动的效率

功率损耗包括：轮齿啮合的功率损耗、轴承摩擦损耗及溅油损耗。提高效率，可增大导程角λ，即采用多头螺杆；

但λ过大，加工困难；且当λ＞28°时，效率提高很小。当λ≤ρ’自锁，蜗杆传动的效率η＜50%

2、蜗杆传动的润滑

摩擦、磨损、发热易严重——润滑十分重要 油池润滑，蜗杆在下；一个齿高

蜗杆在上：蜗轮半径的1/6——1/3

3、蜗杆传动的热平衡计算

效率低，发热量大，结构紧凑，箱体的散热面积小； 不及时散热——齿面胶合 转化为热量的摩擦损耗功率： 自冷，箱体表面散热功率： 达到热平衡：

超过温度允许值，可采用如下措施

合理设计箱体机构，加散热片，增大散热面积

提高表面传热系数，加装风扇，冷却水管，循环油冷却。第11章

轮系 11．1 轮系的类型

1．轮系：由一系列齿轮组成的传动系统。

2．轮系的作用：获得大的传动比，变速或换向传动。3．轮系的类型：

1）定轴轮系：轮系中所有齿轮的几何轴线位置都是固定不动。

2）周转轮系：轮系中至少有一个齿轮的轴线是绕位置固定的另一齿轮的几何轴线转动。行星轮：轴线绕位置固定的齿轮的轴线转动。

行星架（转臂或系杆）：支承行星轮的构件。

中心轮（太阳轮）：轴线固定不动的齿轮。11．2 定轴轮系及其传动比

1．一对齿轮的传动比：主动轮与从动轮的角速度或转速之比。

2．轮系的传动比：该轮系首轮与末轮（或输入轴与输出轴）的角速度或转速之比。iab=ωa/ωb=na/nb

3．在计算轮系的传动比时，不但要求出首、末两轮速比的大小，而且需确定两轮的转向关系。当首、末两轮轴线平行，用“+”表示两轮转向相同，用“-”表示两轮转向相反；当首、末两轮轴线不平行，用箭头标注两轮转向关系。4．定轴轮系的传动比计算：

惰轮：不影响传动比的大小，仅用于改变转动方向或增大两轴间距离的齿轮。5．首、末两轮转向关系的确定：

1）轮系中所有齿轮的轴线平行，用（-1）m确定；2）首、末两轮轴线平行，用箭头确定后，用“+”或“-”表示； 3）首、末两轮轴线不平行，用箭头标注两轮转向关系； 11．3 周转轮系及其传动比 11．3．1周转轮系的分类

1．按周转轮系自由度分类： 行星轮系→自由度等于1 差动轮系→自由度等于2 2．按中心轮数目分类

2K—H型：两个中心轮，一个行星架。3K型：三个中心轮。

K—H—V型：一个中心轮，一个行星架，一个输出构件。11．3．2周转轮系传动比的计算

周转轮系→运动的轴线→反转法→固定行星架 周转轮系传动比的计算公式： 说明：

齿轮G、齿轮K、行星架H的轴线必须平行； nG、nK、nH为代数值，有正负之分；

周转轮系中有空间齿轮时，等式右边的正负号必须用画箭头的方法确定； 11．4 复合轮系及其传动比

1．复合轮系：由定轴轮系和周转轮系，或由几个单一周转轮系组成的轮系。2．复合轮系传动比的计算方法：区分定轴轮系和周转轮系，分别计算，联立求解。3．区分定轴轮系和周转轮系的方法： 1）先找几何轴线运动的行星轮；

2）支承行星轮的是行星架，行星架的类型很多；

3）中心轮：几何轴线与行星架回转轴线相重合，且直接与行星轮相啮合的定轴齿轮。11．4 轮系的应用

11．5．1实现远距离传动11．5．2获得大传动比11．5．3实现变速运动11．5．4实现运动的合成与分解11．5．5实现换向运动 第12章

带传动

1．阐述带传动的类型、特点、特性和应用。

2．重点分析带传动的受力、应力和失效形式，据此确定出带传动的设计准则，并介绍普通V带传动的设计计算。12．1概述

1、带传动得组成：主动带轮、从动带轮、传动带组成

2、带传动的工作原理：依靠带与带轮之间的摩擦力拖动从动轮一起转动。

3、带传动的应用场合：两轴平行且转向相同的场合

4、带传动的优点：1）适合中心距较大的传动； 2）结构简单，造价低廉； 3）带具有良好的挠性，可缓冲吸振，传动平稳； 4）过载打滑，防止损坏其他零件；

5、带传动的特点：1）同样功率，传动的外廓尺寸大；2）弹性滑动，传动比不能保证恒定； 3）带的寿命较短； 4）有时需要张紧装置；

6、带传动的主要参数：v=5—25m/s i≤7 η=0.92—0.97 P=700kW

7、带的类型：平带传动、V带传动、多锲带传动，同步带传动。传动带均制成无接头的环行。

平带：横截面——扁平矩形；工作面——内表面；结构最简单，带轮制造容易。V带：横截面——等腰梯形；工作面——两侧面；传动能力大，已经标准化。多锲带：平带与V带的共同优点

8、带传动的张紧：自动张紧、定时张紧

9、带传动中几何参数之间的关系 1）包角：带与带轮接触弧所对得圆心角。2）带长： 3）中心距： 12．2带传动工作情况的分析 12．2．1带传动的受力分析

带传动要有一定的初拉力F0——产生正压力——摩擦力Ff

带工作时：绕上主动轮的一边被拉紧，拉力由F0 增加到F1 —→紧边 绕上从动轮的一边被放松，拉力由F0 减小到F2 —→松边 工作时带的总长不变，则

F1－F0= F0－F

2即 F0=（F1+F2）/2 圆周力（有效拉力）：两边拉力之差，即 Fe= F1－F2 带传递的功率为: 分析：最大有效拉力及影响因素

以平带为例，忽略传动带做圆周运动时所产生的离心力的影响。分析：

1）初拉力F0：Fec与 F0成正比，F0越大，摩擦力越大，传动能力越强，带的寿命短。2）包角α：α与Fec成正比，α越大，总摩擦力越大，传动能力越强。3）摩擦因数f：f与Fec成正比。V带传动：

V带传动的最大有效圆周力大于平带传动。12．2．2带的应力分析

1、拉应力：紧边拉应力、松边拉应力

2、离心力所产生的拉应力 3:、弯曲应力

分析：最大应力发生在紧边绕上小带轮处。

传递：带的应力——交变应力——循环一定次数——疲劳破坏

12．2．3带的弹性滑动和打滑

由于带的弹性变形而引起的带与带轮间的滑动，称为弹性滑动。

弹性滑动-----从动轮的圆周速度v2 总是低于主动轮的圆周速度v1，其降低值用滑动率ε 表示： 带传动的传动比：

由于ε 很小，一般不考虑：

打滑：工作时，当带传动需要的圆周力超过最大有效拉力Fec时，带与带轮间就会发生显著的相对滑动。12．3普通V带传动的设计计算 12．3．1概述 1.V带的组成及作用。顶胶：承受弯曲时的拉伸。

抗拉体：用于承受拉力，由帘布或线绳组成。底胶：承受弯曲时的压缩。包巾：耐磨的橡胶帆布，保护作用。

2、带的各部分名称和参数：

节面：当V带弯曲时，顶胶伸长，底胶缩短，只有在两者中间的的中性层长度不变。节宽 ：带的节面宽度。带弯曲时，节宽保持不变。相对高度：V带的高度h与节宽bd的比值。

带轮的基准直径：与相配用V带的节宽bd相对应的直径。

基准长度：在规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度称为基准长度。V带的公称长度以基准长度bd表示。

普通V带：楔角θ =40°，相对高度为0.7的V带。V带标准化，按截面尺寸的不同，分为Y.Z.A.B.C.D.E Y型带承载能力最小，E型带承载能力最大 12．3．2设计准则及单根V带的基本额定功率 1.带传动的主要失效形式：打滑，疲劳破坏。

2.设计准则：在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。3.V带的基本额定寿命：

在载荷平稳，包角 =180°、持定长度的条件下，单根V带的基本额定功率值见表12—2 对P0值进行修正，得单根V带所能传递的许用功率。12．3．3普通V带的型号和根数的确定。

1．计算功率： 2．带的型号的确定： 3．带的根数的确定： 12．3．4主要参数的选择和计算。

1.选择带轮直径，验算带速： 2.选择中心距a和带的基准长度、验算小轮的包角： 3.确定带的初拉力： 4.计算压轴力：

总结 设计V带传动的原始数据：传递的功率P、带轮的转速、传动比、传动位置要求、工作条件。设计内容：带的截型、长度、根数、传动中心距、带轮直径、结构尺寸。12．4 V带轮的结构设计

对带轮的要求：质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量均匀，高的表面精度，轮槽的尺寸和角度具有一定的精度。

带轮的材料：铸铁； 铸钢，高速； 铸铝，塑料，小功率； 结构：实心式 d：轴的直径 孔板式、腹板式 轮幅式： 12．5 其他带传动简介 12．5．1高速带传动。

要求：传动可靠，运转平稳，寿命长。12．5．2同步带传动

优点：传动比恒定，结构紧凑，带速高，传动比大，传递功率大，效率高。缺点：价格高 第14章

轴

1．介绍轴的功用、分类和轴的材料。

2．阐明轴的结构设计、轴的强度和刚度计算方法。14．1 轴的功用和类型

1．轴的功用：用来支承旋转的机械零件并传递运动和动力。2．轴的分类：

1）根据承载性质的不同。

转轴：既传递转矩又承受弯矩

传动轴：主要传递转矩 心轴：只承受弯矩不传递转矩 2）根据轴线的形状不同 直轴：轴线为一直线。

曲轴：轴线为相互平行的直线。挠性钢丝轴：轴线为一曲线。14．2 轴的材料 1．对轴的材料的要求：

具有足够的速度、对应力集中的敏感性小以及良好的工艺性。2．轴的材料：

1）碳素钢：35、45、50、Q235、Q275等 热处理：正火，调质 2）合金钢：20Cr.20CrMnTi 力学性能好，价格高，有特殊要求。

3）球墨铸铁：成本低，吸振性好，对应力集中的敏感性小，强度较高。14．3 按扭转强度初算轴的直径

1．原因：支点间的跨距未知→无法计算弯矩→无法计算当量弯矩

2．轴的设计过程：初估轴的直径→轴的结构设计→确定轴的形状和尺寸→按弯扭合成强度进行强度计算 3．初估轴的直径——最细处的直径——只传递扭矩

圆截面的轴：

对于既传递转矩又承受弯矩的轴，可用上式，但需降低许用扭切应力。得按转矩初算的设计公式：

C：由轴的材料和承载情况确定的常数 14．4 轴的结构设计

轴的结构设计——将轴设计为阶梯形——确定各段的轴颈和长度 轴的结构设计应满足以下要求：

1．轴和轴上零件要有准确的工作位置（定位）

2．轴应便于加工，轴上零件应易于装拆（制造安装要求）3．各零件牢固而可靠地相对固定（固定）4．尽量减小应力集中 14.4.1轴上零件的定位

轴肩：阶梯轴上截面变化处，起轴向定位作用 定位：轴肩、套筒、相关的零件 14.4.2制造安装要求

轴的直径：从一端逐渐向中间增大—→可依次装、拆轴上的零件 倒角：零件易于安装—→轴端和各轴段的端部 砂轮越程槽：轴上磨削的轴段，装滚动轴承处 螺纹退刀槽：车制螺纹的轴段，装圆螺母

要求：轴的形状，尺寸应力要求简单，便于轴的加工，尽量减少轴上零件的数目，减轻重量 轴上与滚动轴承相配合的轴径应符合滚动轴承的内孔尺寸。14.4.3轴上零件的固定 轴向定位

轴肩、套筒、圆螺母、轴端挡圈、圆锥面、紧定螺钉、弹性挡圈 说明：

1、采用套筒、螺母、轴端挡圈作轴向固定时，应保证轴段的长度小于零件轮毂的长度2-3mm 为了保证轴上零件紧靠定位面，轴肩的圆角半径r 必须小于相配零件的倒角C1 或圆角半径R, 轴肩的高度h必须大于C1 或R。

2、周向固定

键联接、花键联接、过盈配合、紧定螺钉 注意：同一轴上多个键，应加工在同一直线上。14.4.4减小应力集中

零件截面发生突变处—→应力集中

1、各段阶梯的直径变化均匀，避免截面尺寸的剧变。

2、截面变化处采用圆角过渡且半径不应过小。

3、改善结构设计。

14．5 轴的强度计算（弯扭合成法）

绘制零件草图—→轴承的位置、轴上载荷的性质、大小、方向、作用点—→受力分析—→绘出弯矩图、扭矩图—→弯扭合成强度计算。

对于一般钢制的转轴，按第三强度理论。求危险截面的当量应力：

弯曲应力—→对称循环变应力，扭切应力—→脉动循环变应力，二者的循环特性不同，引入修正条件。按弯扭合成强度计算轴径的一般步骤。

将外载荷分解到水平面和垂直面内，分别求出水平面支反力和垂直面支反力。绘制垂直直面弯矩图和水平面弯矩图。绘出合成弯矩图。绘制转矩T图。

弯扭合成，绘当量弯矩图。求出危险截面的轴径。

说明：

1、有键槽，轴径增大4%。

2、d计计算的轴径，d结结构设计的轴径

d计＞d结—→强度不够、修改、重新计算

d计＜d结—→以结构计算为准。14．6 轴的刚度计算

刚度：挠度、偏转度、扭转角 14.6.1弯曲变形计算

1、等直径的轴可按挠曲线近似微分方程式积分求解

2、对于阶梯轴可按变形解法求解 14.6.2扭转变形的计算

1、等直径轴：材料力学中的扭转变形公式求解

2、阶梯轴：可用求和的公式求解

第15章

轴承

轴承的功用：支承轴及轴上零件，保证轴的旋转精度，减小轴与支承之间的摩擦和磨损，并承受载荷。

15．2 滚动轴承的组成、类型及特点

滚动轴承的特点：摩擦阻力小，启动灵活，运转精度高、润滑和维修方便，标准件，价格低。15.2.1滚动轴承的组成

内圈、外圈、滚动体、保持架组成。

内圈与轴颈配合，随轴一起转动，采用基孔制，过盈配合。外圈与轴承孔配合，外圈一般不转动，采用基轴制，间隙配合 滚动体：滚动体沿着滚道滚动；

球形，圆柱形，圆锥形，腰鼓形，滚针形。保持架：把滚动体均匀分开。

材料：内圈，外圈，滚动体—→轴承钢

保持架—→碳钢 15.2.2滚动轴承的类型及特点 结构特性

接触角：滚动体与外圈滚道接触点的法线与轴承径向平面之间的夹角。

接触角α愈大，轴承承受轴向载荷的能力愈大。2）偏位角：轴承内、外圈中心线的夹角。

2、滚动轴承的分类：

1）按滚动体的形状：球轴承、滚子轴承

球轴承：点接触、承载能力低，耐冲击性高，摩擦阻力小，极限转速高，价格低。滚子轴承：线接触，承载能力高，耐冲击，摩擦阻力大，价格高。2）按滚动体的列数：单列 双列 多列

3）按工作时能否自动调心：调心轴承，非调心轴承 4）按所能承受载荷的方向或接触角的不同：

向心轴承：径向接触轴承（α=0°），只能承受径向载荷； 向心角接触轴承（0°＜α≤45°），随α的增大，轴向承载能力也增大

推力轴承：轴向接触轴承（α=90°），只能承受轴向载荷； 推力角接触轴承（45°＜α≤90°），随α的减小，径向承载能力增大

3、滚动轴承的分类 表15-4 15．3 滚动轴承的代号

滚动轴承的代号是表示其结构、尺寸、公差等级和技术性能等特征的产品代号，由字母和数字组成 滚动轴承代号的构成：基本代号、前置代号、后置代号

15.3.1基本代号：

基本代号表示轴承的基本类型、结构和尺寸；

基本代号由轴承类型代号、尺寸系列代号、内经代号构成 类型代号：用数字和字母表示.表15-6 尺寸系列代号：由轴承的宽（高）度系列代号和直径系列代号组成

轴承的直径系列代号是指结构相同、内经相同而外径和宽度方面不同的系例； 用7，8，9，0，1，2，3，4表示 →增大

轴承的宽（高）度系列代号是指结构相同、内径和直径系列相同的轴承，在宽（高）度方面不同的系列 用0，1，2，3，4，5，6表示 →增大 内径代号：表15-8 15.3.2前置代号和后置代号

前置代号：用字母表示成套轴承的分部件 后置代号：

1）同一类型轴承的不同内部结构 2）轴承的公差等级 3）轴承的径向游隙

15．4 滚动轴承的选择计算 15.4.1滚动轴承类型的选择 选择时主要考虑以下因素： 载荷条件：载荷大小、方向、性质 大载荷 冲击载荷 线接触的滚子轴承 小载荷 中等载荷 点接触的球轴承 纯径向载荷：深沟球轴承、圆柱滚子轴承 纯轴向载荷：推力轴承 既受径向载荷又受轴向载荷：

Fr大、Fa小：深沟球轴承、接触角较小的角接触球轴承、圆锥滚子轴承 Fr小、Fa小：接触角较大的角接触轴承 Fa很大：推力角接触轴承 转速条件：极限转速 n↑ 球轴承 装调性能 调心性能 经济型

15.4.2滚动轴承的失效形式及计算准则 失效形式：

点蚀 塑性变形 磨损 计算准则：

①.10r/min＜n＜nlim 主要失效形式是点蚀，以疲劳强度计算为依据进行轴承的寿命计算

②.n＜ 10r/min 静应力作用，主要失效形式是塑性变形，以不发生塑性变形为准则的静强度计算 15.4.3滚动轴承的寿命计算 基本额定寿命和基本额定动载荷

寿命：轴承工作时，滚动体或滚道出现疲劳点蚀前所经历的总转速，或轴承在恒定转速 下的总工作小时数。可靠度：同一条件下，一组同一型号的轴承所能达到或超过某一规定寿命的百分率。基本额定寿命：一批在相同条件下运转的同一型号轴承，其可靠度为90%时的寿命。

寿命的单位为总转数，用L10表示

寿命的单位也可用工作小时数，用Lh表示

基本额定动载荷：基本额定寿命为L10=10 转时，轴承所能承受的最大载荷。

6用C表示

向心轴承 基本额定动载荷→径向载荷→径向额定动载荷Cr 推力轴承 基本额定动载荷→轴向载荷→轴向额定动载荷Ca 当量动载荷

轴承受径向和轴向载荷的联合作用，转化为等效的当量动载荷P ⑴、对于只承受线径向载荷的向心轴承 2)对于只承受纯轴向载荷的推力轴承

3）对于同时承受径向载荷和轴向载荷的深沟球轴承和角接触轴承

3、滚动轴承寿命的计算 实验—→寿命的计算式

4、向心角接触轴承轴向载荷的计算 1）向心角接触轴承的内部轴向力

向心角接触轴承（3类、7类）—→受径向力—→产生内部轴向力S S的方向：外圈的宽边指向窄边 S的大小：由表15-13确定

问题：如何考虑外载荷Ka 和S的共同作用 2）向心角接触轴承的轴向载荷计算 安装：两个轴承成对使用对称安装 正装：外圈窄边相对（面对面）反装：外圈窄边相背（背对背）计算时应同时考虑S和Ka 的共同作用 计算向心角接触轴承向载荷Fa 的步骤 1）确定S的方向和大小

2）根据S1+ S2+Ka 的指向，确定压紧与放松的轴承 正装：轴向合力指向的一端为紧端 反装：轴向合力指向的一端为松端 3）确定轴承所收的总轴向力 松端——仅为其内部轴向力，紧端——除去本力的内部轴向力后其余各轴向力的代数和，15.4.4滚动轴承的静强度计算

n＜10r/min 静应力作用，主要失效形式是塑性变形，以不发生塑性变形为准则的静强度计算 基本额定静载荷：承受最大载荷滚动体与滚道接触中心处引起以下接触应力时的载荷，调心球轴承：4600MPa、其它球轴承：4200MPa、所有滚子轴承400MPa 向心轴承——径向额定静载荷 推力轴承——轴向额定载荷 当量静载荷 静强度计算

15．5 滚动轴承的组合设计 15．5．1轴承内外圈的轴向固定方法 15．5．2轴承组的轴向固定

1、两端固定

2、一端固定

一端游动 15．5．3轴承组合的轴向调整

1、轴承间隙的调整

1）调整垫片2）调整环3）调节螺钉

2、轴承组合的轴向调整 15．5．4滚动轴承的预紧

预紧：受载前，受到轴向压紧力作用 目的：提高轴承的刚度和旋转精度 方法:磨窄内圈（用于反装）

磨窄外圈（用于正装）15．5．5滚动轴承的配合与装拆

1、滚动轴承的配合

内圈与轴颈—→采用基孔制—→过盈的过度配合 外圈与轴承座孔—→采用基轴制

2、滚动轴承的装拆 安装、冷压装、热装法 拆卸

轴上定位轴肩的高度应小于轴承内圈高度 15．5．6滚动轴承的润滑与密封 1.、滚动轴承的润滑 润滑剂：润滑脂、润滑油 润滑剂的选择：按dn值选择

小：选用脂润滑

特点：易于密封、承载能力高

大：选用油润滑

特点：摩擦因数小，润滑可靠，有散热和清洗的作用。方式：

油浴润滑：适用中、低速的轴承 飞溅润滑：闭式齿轮传动的主要润滑方式

喷油润滑：适用于转速高、载荷大，要求润滑可靠的轴承 油雾润滑：适用于高速、高温的轴承

2、密封

作用：避免润滑剂的流失，防止灰尘进入 方式：接触式、外接触式

第16章

联轴器、离合器和制动器 16．1 概述

联轴器和离合器的作用：主要用来联接轴与轴，以传递运动和转矩，有时也可用作安全装置。

联轴器和离合器的区别：联轴器在机器运转时使两轴不能分离，只有在机器停止转动并将其拆开后，两轴才能分离；离合器在机器运转过程中，可使两轴随时接合与分离。

制动器的功用：使机器迅速停止运转，也可以用来减低或调整机器运转的速度。联轴器、离合器、制动器已标准化 16．2 联轴器

两轴相对位置的偏移：轴向、径向、偏角 联轴器的分类：刚性联轴器、弹性联轴器 刚性联轴器：

固定式刚性联轴器：不能补偿两轴间的相对位移 移动式刚性联轴器：能补偿两轴间的相对位移

弹性联轴器：利用弹性元件的变形来补偿相对位移，还具有吸振和缓冲的能力。16．2．1固定式刚性联轴器

套筒联轴器：结构简单，径向尺寸小，被联接的两轴能严格地同步转动，有安全保护的作用；拆装不方便。凸缘联轴器：结构简单，能传递较大的转矩，对中精确可靠；不能吸振和缓冲，不能消除连轴之间的安装误差。16．2．2可移式刚性联轴器

1、滑块联轴器：可补偿安装和运转时两轴间的位移。

2、齿轮联轴器：具有径向、轴向和角度位移补偿的功能，位移补偿能力强；结构复杂、笨重，制造成本高。

3、万向联轴器：允许两轴间有较大的夹角。

16．2．3弹性联轴器

1、弹性套柱销联轴器：结构简单，装拆方便，易于制造；寿命较短。

2、弹性柱销联轴器：结构简单，装拆方便，寿命长，具有一定的吸振和缓冲的能力。

3、轮胎式联轴器：具有良好的吸振和缓冲的能力，能有效地降低动载荷。16．3 离合器

根据工作原理：啮合式、摩擦式

要求：接合平移，分离迅速而彻底，操纵方便省力，工作可靠，调整维修方便，耐磨性和散热性能好。牙嵌式离合器 摩擦式离合器 电磁粉末离合器 超越离合器

16．4 联轴器和离合器的选用 联轴器、离合器——标准化、系列化

根据机械的工作要求（同心条件、载荷、速度、安装、维修、使用、外形等），选择类型，再按直径、转速和计算转矩选择型号和尺寸，必要时进行强度校核。16．4．1类型选择

低速、重载、要求对中的大刚性轴—→刚性联轴器（如凸缘联轴器）

低速、刚性小、有偏斜的轴—→可移式刚性联轴器或弹性联轴器（如滑块联轴器、齿轮联轴器或弹性套柱销联轴器）高速、变载，启动频繁的轴—→有缓冲及减振能力的弹性联轴器

2、低速、重载、要求对中—→牙嵌式离合器

低速、刚性小、有偏移的轴—→摩擦式离合器 高速、变载、启动频繁的轴，双向传动—→摩擦离合器

高速、变载、启动频繁的轴，单向传动—→超越离合器 16．4．2型号和尺寸选择

根据轴的直径、转速、计算转矩——确定型号和尺寸 计算转矩：Tc=KT 16．5 制动器16．5．1抱块式制动器16．5．2内涨蹄式制动器16．5．3带式制动器