第一篇：機械設計基礎教案.doc5

第1章

機械設計基礎概論

1.機器、機構及機械 機械：機器和機構的總稱。機器：一種能實現(xiàn)確定的機械運動，又能做有用的機械功或完成能量、物料和信息轉換或傳遞的裝置。機構：能傳遞運動和動力或改變運動和動力參數(shù)、運動形式的機械傳動裝置

2．機器所具有的特征： 它們是人為的實物組合；它們各部分之間具有確定的相對運動；它們用來代替或減輕人類的勞動去完成有用的機械功或轉換能量。

3．機器的組成： 原動機（動力部分）、工作部分、傳動部分和操縱控制部分。

4．機器的分類（按用途的不同）： 動力機器：實現(xiàn)其他形式的能量與機械能之間的變換（如電動機）。工作機器：做機械功或搬運物體（如軋鋼機）。信息機器：作信息獲取或變換。5．機構所具有的特征： 它們是人為的實物組合；它們各部分之間具有確定的相對運動； 6．機器與機構的關系：

機器是由一個或若干個機構組成的。7．零件和部件

零件：機器中不可拆卸的制造單元。（如齒輪）

部件；將完成共同任務的一組協(xié)同工作的零件分別裝配和制造成的一個組合體。（如滾動軸承）

常用機構：各種機械中普遍使用的機構。（如齒輪機構）

通用零件：在各種機器中都普遍使用的機械零件。（如螺栓）

專用零件：只在某些特定類型的機器中使用的零件。（起重機的吊鉤）1．1．2本課程的內(nèi)容、性質和任務

1．內(nèi)容：以一般工況條件下的常用機構和通用機械零、部件為研究對象，以它們的工作原理、運動特征、結構形式以及設計、選用和計算方法等為研究內(nèi)容。2．性質：重要的技術基礎課。3．任務：

1．培養(yǎng)學生正確的設計思想和創(chuàng)造性思維方法，了解和貫徹國家的技術經(jīng)濟政策和法規(guī)。

2．熟悉常用機構和通用零件的工作原理、結構特點和應用場合。

3．掌握通用零部件的選用和設計的基本方法，初步具有正確運用各類標準、規(guī)范、手冊、圖冊、CAD及網(wǎng)絡信息等工程技術資料，設計簡單機械傳動裝置的能力。4．適當了解機械設計的革新和發(fā)展，擴大學生的視野，使所學知識具有時代氣息。1.2 機械設計的基本要求及一般程序

機械設計是為了實現(xiàn)機器的某些特定功能要求而進行的創(chuàng)造過程，它可以開發(fā)創(chuàng)造出新產(chǎn)品，或對現(xiàn)有機械局部進行創(chuàng)新改革。概括地說，就是設計人員按照所設計的機械需要具備的功能，運用設計理論、方法和技能，通過創(chuàng)造性思維和實踐活動，把該機械的系統(tǒng)及其零部件的參數(shù)和具體結構用圖紙和文字（實物或電子手段）等技術文件表達出來。1.2.1機械設計的基本要求

1.使用要求

2.可靠性和安全性要求3.經(jīng)濟性要求4.其他要求 1.2.2機械設計的一般程序

1.規(guī)劃和準備階段2.方案設計階段3.技術設計階段4.試驗分析階段 1.3 機械零件設計的基本知識

1．失效：由于某些原因不能在既定的工作條件和使用期限內(nèi)正常工作；即喪失工作能力或達不到設計功能的現(xiàn)象。2．機械零件的主要失效形式：

斷裂：某一危險截面的應力超過零件的強度極限；斷裂分為疲勞斷裂和過載斷裂。表面失效：靜和動的關系；表面失效主要有疲勞點蝕、膠合、磨損、壓潰、腐蝕；過量變形：過大的彈性變形和塑性變形。

破壞正常工作條件而引起的失效。1．3．2機械零件的工作能力計算準則.工作能力：在不發(fā)生失效的形式下，零件所能安全工作的限度。

1、強度：零件抵抗整體斷裂、塑性變形和表面失效的能力。

ζ≤〔ζ〕 η≤〔η〕

ζ：

最大計算正應力（MPa），η：

最大計算剪應力（MPa）

〔ζ〕：許用正應力：

（MPa），〔η〕：許用剪應力（MPa）

2、剛度：零件受載后抵抗彈性變形的能力。

f≤〔f〕

f：零件工作時的廣義變形，包括撓度、偏轉角、扭轉角 〔f〕：零件工作時的廣義許用變形。

3、耐磨性：指做相對運動的零件工作表面抵抗磨損的能力。1）磨損的過程

（1）磨合磨損階段（OA段）（2）穩(wěn)定磨損階段（AB段）（3）劇烈磨損階段（BC段）2）磨損的類型

磨粒磨損、粘著磨損、表面疲勞磨損、腐蝕磨損。3）耐磨性計算

p≤〔p〕

p：零件工作表面的壓強（MPa）〔p〕：零件工作表面的許用壓強（MPa）

pv≤〔pv〕

4、振動穩(wěn)定性

1．3．3機械零件設計的一般步驟

1、選擇材料

2、擬定計算簡圖

3、工作能力計算

4、機構設計

5、繪制工作圖并標注必要的技術條件 1．3．4機械零件的標準化

1.可以簡化設計工作，將精力用于關鍵的非標準零部件的設計上。2.可以組織專門化打規(guī)模生產(chǎn)，既保證質量，又降低成本。3.可以減少備品的庫存量，具有互換性，從而簡化機器的安裝和維修。1.4 機械零件的強度

1、載荷及其分類:（1）靜載荷：不隨時間變化，變化緩慢，變化幅度很小 動載荷：隨時間作周期性或非周期性變化的載荷（2）名義載荷：根據(jù)名義功率和轉速計算的；

計算載荷：載荷系數(shù)與名義載荷的乘積；

2、應力及其分類

（1）靜應力：不隨時間變化的或變化緩慢的應力；變應力：隨時間顯著變化的應力；

穩(wěn)定變應力：周期、應力幅度和平均應力都不隨時間變化的變應力。穩(wěn)定變應力的主要參數(shù)：最大應力、最小應力、平均應力、應力幅和循環(huán)特性。

（2）名義應力：用名義載荷計算出的應力；

計算應力：用計算載荷計算出的應力； 1．4．2許用應力 〔ζ〕=ζlim/S 1．4．3機械零件的靜強度 1．4．4機械零件的疲勞強度 1.疲勞破壞過程

疲勞斷裂具有以下特征：

1）疲勞斷裂的最大應力遠低于靜應力下材料的強度極限；2）不論脆性材料還是塑性材料，其疲勞斷口均表現(xiàn)為無明顯塑性變形的脆性突然斷裂；3）疲勞斷裂是損傷的累積； 2.疲勞極限和疲勞曲線 3.影響疲勞強度的因素

應力集中、絕對尺寸和表面狀態(tài) 4.疲勞強度計算

1．4．5機械零件的接觸強度和擠壓強度。1．5 機械零件的材料和選用原則 1．5．1機械零件的材料

1、剛：碳素鋼、合金鋼

2、鑄鐵：

3、有色金屬合金：

4、其他材料：

1．5．2零件材料先用原則

1、使用要求

2、制造工藝要求

3、經(jīng)濟要求。

第3章

平面機構的組成和運動簡圖

機構的功用：傳遞運動和動力或改變運動形式、運動軌跡、實現(xiàn)預期的機械運動。機構分為平面機構和空間機構。

3．1．1構件 構件及其分類: 構件：機構運動的最小單元體

原動件：機構中按外界給定的運動規(guī)律獨立運動的活動構件 從動件：隨原動件的運動而運動的其余活動構件 機架：用來支撐活動構件的固定構件

構件的自由度：一個做平面運動的構件有三個自由度

即沿X、Y軸的移動和繞點K的轉動。3．1．2運動副及其分類

運動副：兩構件直接接觸而又能允許彼此產(chǎn)生相對運動的可動聯(lián)接。運動副的分類

低副：以面接觸構成的運動副

回轉副：兩構件只能在同一平面內(nèi)工作相對的轉動

回轉副：固定鉸鏈：有一個構件是固定的活動鉸鏈：兩個構件均是活動的。回轉副引入了兩個約束，保留了一個自由度（2）移動副：兩構件只能沿某一軸線作相對移動

移動副也引入了兩個約束，保留了一個自由度 高副：以點或線接觸構成的運動副 高副引入了一個約束，保留了兩個自由度 3．2平面機構的運動簡圖

機構運動簡圖：把與實際機構運動無關系的因素拋開，僅用運動副規(guī)定的簡單符號和代表構件的簡單線條，按一定比例定出各運動副的位置，畫出的表示機構各構件之間相對運動關系的簡單圖形。3．2．1構件和運動副的表示方法 3．2．2平面機構運動簡圖的繪制 3．3平面機構的自由度 3．3．1平面機構自由度的計算

機構的自由度：機構相對于機架具有的獨立運動數(shù)目

N：構件數(shù)

n：活動構件數(shù)

n=N-1 PL：低副

PH：高副

F：機構的自由度 F =3 n —2 PL— PH

機構的自由度取決于活動構件的數(shù)目以及構件間運動副的類型和數(shù)目。3．3．2機構具有確定運動的條件 F=0 沒有運動的可能性而不是機構 F=3n-2P-P=3×2-2×3-0=0 F=1 且有一個原動件，機構具有確定的運動

F=3n-2P-P=3×3-2×4-0=1 F=2 有一個原動件，機構無確定的運動 F=2 有兩個原動件，機構有確定的運動 F=3n-2P-P=3×4-2×5-0=2 機構具有確定運動的條件，（1）F>0（2）F等于原動件個數(shù)

自由度的計算的意義在于自由度數(shù)目就標志著機構需要的原動件的數(shù)目，即輸入獨立運動的數(shù)目，當F小于原動件個數(shù)時，機構就會卡死或損壞，當F大于原動件個數(shù)時，機構將會出現(xiàn)運動不確定狀態(tài)，只有當F等于原動件個數(shù)時，機構的運動才完全確定。

3．3．3計算機構自由度的注意事項

1、復合鉸鏈：兩個以上的構件在同一處用回轉副相聯(lián)接；

處理：A處有K個構件，則有（K-1）個回轉副

2、局部自由度：機構中某些構件的局部獨立運動并不影響其他構件的運動。

處理：將局部自由度預先排除

3、虛約束：對機構運動不起實際約束效果的重復約束

處理：虛約束須除去不計 第二篇

常用機構 第4章

平面連桿機構

平面連桿機構：所有構件都用低副聯(lián)接構成的平面機構。

1．平面連桿機構的優(yōu)點：

1）低副——面接觸——壓強小——磨損輕——圓柱面、平面——制造簡單——加工精度高。2）易于實現(xiàn)基本運動形式之間的轉換。3）可使從動件實現(xiàn)多種形式的運動。2．平面連桿機構的缺點：

1）運動傳遞線路長，低副磨損后間隙不易消除，運動累計誤差較大。2）不宜要求從動件精確實現(xiàn)復雜的運動規(guī)律。3．平面四桿機構：具有4個構件的連桿機構。

4．2 鉸鏈四桿機構類型及應用

鉸鏈四桿機構：四桿機構的運動副都是回轉副 機架：固定不動的桿。

連桿：不與機架直接相聯(lián)而作復雜平面運動的桿。連架桿：與機架直接相聯(lián)的桿。

曲柄：能夠繞各自的回轉副中心作整圓回轉運動的連架桿。整軸副：相鄰兩桿能作相對整周回轉的回轉副。搖桿：只能在小于360°范圍內(nèi)擺動的連架桿。

根據(jù)兩個連架桿是否為曲柄可將其分為三種型式： 4．2．1曲柄搖桿機構

兩連架桿：一個是曲柄，另一個是搖桿 連續(xù)轉動←→往復擺動 4．2．2雙曲柄機構 兩連架桿都是曲柄

兩曲柄不等長：等速轉動—→變速轉動 4．2．3雙搖桿機構 兩連架桿都是搖桿 擺動—→擺動

4．3鏈接四桿機構曲柄存在條件

1、曲柄存在條件

欲使AB桿—→曲柄

必須使BC桿與CD桿不能重合為一直線—→即B、C、D三點不能共線—→BCD始終保持為一個三角形。三角形存在的條件：兩邊之和大于第三邊。

鉸鏈四桿機構有曲柄的條件：

桿長條件：最短桿和最長桿長度之和不大于其他兩桿長度之和。最短桿條件：最短桿是連架桿或機架。

2、鉸鏈四桿機構類型的判定 1）在滿足桿長條件時

（1）最短桿為機架是雙曲柄機構（2）最短桿的對桿為機架式雙搖桿機構（3）最短桿的鄰桿為機架式曲柄搖桿機構

2)不滿足桿長條件時，不論取哪一桿為機架，只能得到雙搖桿機構 4．4鉸鏈四桿機構的演化 4．3．1轉動副轉化為移動副

單移動副機構——對心式曲柄滑塊機構、偏置式曲柄滑塊機構 兩個移動副的四桿機構：

正弦機構：正切機構：雙轉塊機構：雙滑塊機構： 4．3．2擴大的轉動副——偏心輪機構 4．3．3選取不同的構件為機架

1、曲柄搖桿機構

2、對心曲柄滑塊機構（1）導桿機構——取1為機架

轉動導桿機構

擺動導桿機構（2）搖塊機構——取2為機架（3）定塊機構——取3為機架 4．5平面四桿機構的基本特征 4．5．1急回運動

1、極位夾角：搖桿在兩個極限位置，曲柄兩位置所夾的銳角 擺角：搖桿在兩個極限位置間的夾角

2、急回運動和行程速比系數(shù)

急回運動：曲柄作等速轉動，搖桿作變速擺動。行程速比系數(shù)：K=V2/V1 θ越大，K也越大，急回特性越明顯。4．5．2傳力性能

1、壓力角和傳動角

壓力角：該點力的方向與其作用點的速度方向所夾的銳角。壓力角越小，有效分力就越大，機構傳力性能越好。傳動角：壓力角的余角，傳動角越大，機構傳力性能越好。

2、最小傳動角的確定

最小傳動角：一定出現(xiàn)在曲柄與機架共線的兩位置之一 4．5．3死點

在曲柄搖桿機構中，取搖桿為原動件，在連桿與曲柄共線的兩位置將出現(xiàn)傳動角γ=0°，無論力多大，都不能使曲柄傳動。4．6平面四桿機構的設計

平面四桿機構的設計：依據(jù)給定的運動條件選定機構的型式，確定機構的運動尺寸。解決問題

（1）實現(xiàn)預期的運動規(guī)律

力的作用線通過回轉中心，（2）實現(xiàn)預定的軌跡

設計方法：圖解法、解析法、實驗法。

4．6．1圖解法設計四桿機構

1、按照給定連桿的位置設計四桿機構

2、按照給定的行程速比系數(shù)設計四桿機構 1）導桿機構： 2）曲柄搖桿機構

4．6．2解析法設計平面四桿機構

首先建立方程式，然后依據(jù)已知參數(shù)對方程求解。4．6．3實驗法設計四桿機構

利用各種模型、模板、線圖等，經(jīng)過反復實驗湊出能近似滿足要求的機構的設計方法。第6章

齒輪機構

傳動原理：靠一對齒輪的輪齒相互嚙合來傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力。

6．1．1齒輪機構的傳動特點

優(yōu)點：傳遞的功率大、速度范圍廣、效率高、工作可靠、壽命長、結構緊湊、能保證恒定的瞬時傳動比。缺點：制造和安裝精度要求高、成本高、不宜用于兩軸之間距離較大的傳動。

6．1．2齒輪機構的類型

按照一對齒輪軸線間的相互位置、齒向和嚙合情況，可以分為： 1．平面齒輪機構（兩軸線平行）；

1）軸線平行：直齒圓柱齒輪機構、斜齒圓柱齒輪機構、人字齒圓柱齒輪機構

2）兩齒輪嚙合情況：外嚙合齒輪機構、內(nèi)嚙合齒輪機構、齒輪與齒條機構

2．空間齒輪機構（兩軸線不平行）；

1）相交軸圓錐齒輪機構：直齒、斜齒

2）交錯軸齒輪機構：交錯軸斜齒輪機構、蝸桿機構 3．按輪齒的齒廓曲線形狀：漸開線、擺線、圓弧齒輪。6．1．3對齒輪機構傳動的基本要求

1、傳動準確、平穩(wěn)

2、強度高，承載能力強 6．2 齒廓嚙合基本定律 6．2．1一對齒輪的傳動比

傳動比：主動輪1與從動輪2的角速度之比，即i12=ω1/ω2 6．2．2齒廓嚙合基本定律

齒廓嚙合基本定律：相互嚙合傳動的一對齒輪，在任一位置時的傳動比，都與其連心線O1O

2被其嚙合齒廓在接觸點處的公法線所分成的兩段成反比 節(jié)圓：過節(jié)點所作的圓。中心距：兩齒輪節(jié)圓半徑之和。6．2．3共軛齒廓

凡滿足齒廓嚙合基本定律而相互嚙合的一對齒輪的齒廓。漸開線、擺線、圓弧線 6.3 漸開線齒廓

6．3．1漸開線的形成和特性

1、漸開線的形成

當一直線l沿半徑是rb的圓周作純滾動時，該直線上任一點K的軌跡AK稱為該圓的漸開線。半徑為rb的圓稱為基圓； 直線l則稱為漸開線的發(fā)生線；

漸開線齒輪的齒廓就是由在同一基圓上產(chǎn)生的兩條對稱的漸開線構成。

2、漸開線齒廓的特性

1）發(fā)生線沿基圓滾過的線段長度等于基圓上被滾過的弧長；

2）漸開線上各點的法線必與基圓相切，基圓的切線必為漸開線某點的法線； 3）漸開線上各點的壓力角的大小不同，離基圓越遠，壓力角越大； 4）漸開線的形狀取決于基圓的大小 5）基圓以內(nèi)無漸開線

6．3．2漸開線齒廓的嚙合特點

1、漸開線齒廓滿足齒廓嚙合基本定律，能夠實現(xiàn)定傳動比要求 兩基圓的內(nèi)公切線——法線——不發(fā)生變化——有固定的點——節(jié)點C

2、中心距具有可分性

一對漸開線齒輪制成后，其基圓便已確定．

中心距的可分性：中心距稍有變化，不改變其瞬時傳動比的大小

3、傳遞壓力的方向不變 1）嚙合線是一直線

嚙合線：兩齒廓接觸點在固定平面的軌跡

直線N１N２——嚙合線——兩圓的內(nèi)公切線——法線為同一直線 N１、N２是理論上的兩個極限嚙合點 2）嚙合角與傳力方向不變

嚙合角：嚙合線N１N２與過節(jié)點的兩輪節(jié)圓公切線 tt 之間所夾的銳角 嚙合過程中——嚙合角將始終保持不變—— 壓力方向不變

四線合一：嚙合線、過嚙合點的公法線、基圓的內(nèi)公切線、法向壓力的作用線。6．4 漸開線標準齒輪的主要參數(shù)和基本尺寸計算 6．4．1齒輪各部分的名稱及代號

1、齒頂圓與齒根圓

齒頂圓：輪齒齒頂圓柱面所確定的圓。齒根圓：輪齒齒槽底部圓柱面所確定的圓。

2、齒厚、齒槽寬和齒距

齒厚：齒輪任意圓周dK 上一個輪齒的兩側齒廓間的弧長。齒槽寬：齒輪任意圓周dK 上一個齒槽的弧長。

齒距：在端平面上，任意圓周上相鄰兩齒同側齒廓之間的弧長。在齒輪的同一圓周上，齒距等于齒厚與齒槽寬之和。

3、分度圓和基圓

分度圓：為了便于設計、制造和互換使用，在齒輪的頂圓與根圓之間取一度量齒輪尺寸的基準圓，將此基準圓上的pK/Π值規(guī)定為標準值，壓力角αK也取為標準值，該圓則稱為分度圓。

4、齒頂高、齒根高、全齒高

齒頂高：齒頂圓與分度圓之間的徑向距離。齒根高：齒根圓與分度圓之間的徑向距離。全齒高：齒頂圓與齒根圓之間的徑向距離。齒寬與齒面

齒寬：齒輪輪齒軸向寬度。

齒面：位于齒頂曲面和齒根曲面間的輪齒側表面。6．4．2齒輪的主要參數(shù)

1、模數(shù)

模數(shù)：分度圓齒距與Π的比值 分度圓直徑：d=mZ M越大，p也越大，承載能力越強。

m已經(jīng)標準化

表6-1，優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的盡量不用。

2、壓力角

分度圓上齒廓的壓力角為標準值

漸開線的形狀由模數(shù)、壓力角和齒數(shù)決定，最基本的參數(shù)。

3、齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)

標準齒輪：模數(shù)、壓力角、齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)均為標準值，且分度圓上的齒厚等于齒槽寬的齒輪。6．4．3漸開線標準直齒輪的基本尺寸計算

1、外齒輪的幾何尺寸計算（表6—2）

2、公法線長度和分度圓弦齒厚（自學）6.5 漸開線標準直齒圓柱齒輪的嚙合傳動 6．5．1一對齒輪的正確嚙合條件

當前一對齒輪嚙合分離后，后續(xù)的齒對已接替進入嚙合。相鄰兩齒同側齒廓沿法線的距離應相等

兩輪的法向齒輪相等是一對齒輪相嚙合的正確條件

m1= m2= m

α1=α 2= α i12=Z2/ Z1

6．5．2一對齒輪的標準中心距

標準安裝：分度圓與節(jié)圓重合，保證無側隙安裝。分度圓和壓力角，單個齒輪所具有的參數(shù)。

節(jié)圓與嚙合角：對齒輪副而言，安裝以后才具有的參數(shù)，與安裝中心距有關。6．5．3一對齒輪的連續(xù)傳動條件 輪1為主動，輪2為從動

嚙合的始點A：從動輪的齒頂圓和嚙合線的交點A； 嚙合的終點E：主動輪的齒頂圓與嚙合線的交點E AE是一對齒廓嚙合點的實際軌跡，即實際嚙合線段。連續(xù)傳動的條件：AE≥pb

重合度：實際嚙合線與基圓齒距的比值。

重合度越大，參與嚙合的齒對數(shù)就越多，傳動就越平穩(wěn)，每對輪齒承受的載荷就越小。6．6漸開線齒廓的切齒原理 6．6．1仿形法

仿形法是利用與齒輪齒槽形狀相同的銑刀（盤形和指狀），通過普通銑床直接在輪坯上加工出漸開線齒形。

1、切削運動：銑刀繞自己的軸線oo回轉，同時，輪坯沿其軸線方向送進，以便切出整個齒寬；

2、分度運動：銑完一個齒槽之后，輪坯退回原處，分度頭將它轉過360°/Z的角度，再銑第二個齒槽。特點：成本低，加工簡便

精度低，生產(chǎn)效率低，適用于單件小批量生產(chǎn) 6．6．2范成法

范成法：利用一對齒輪相嚙合時，其共軛齒廓互為包絡線的原理來切出漸開線齒形。

1、齒輪插刀：

1）范成運動：模仿一對齒輪做緩慢的定傳動比回轉運動 2）切削運動：插刀沿齒寬方向所做的往復運動 3）進給運動：插刀的徑向進給運動

2、齒條插刀

3、齒輪滾刀

6．7漸開線齒廓的根切現(xiàn)象，最少齒數(shù)和變位齒輪 6．7．1根切現(xiàn)象與最少齒數(shù)

1、根切現(xiàn)象：用范成法加工齒數(shù)較少的標準齒輪時，當?shù)毒叩凝X頂線（或齒頂圓）超過嚙合極限點N1時，將會切去輪齒根部的一部分漸開線齒廓，這一現(xiàn)象成為輪齒的個別切。

問題：抗載能力降低，傳動平穩(wěn)性變差

2、最少齒數(shù)：加工標準齒輪時不發(fā)生根切的齒數(shù)極限值 條件：Zmin≥17

6．7．2變位齒輪簡介

1、標準齒輪的優(yōu)缺點 優(yōu)點：設計簡便，互換性好

缺點：1）被切齒輪的齒數(shù)受限，否則出現(xiàn)根切 2）不適合實際中心距≠標準中心距

3）大小齒輪的承載能力不同

2、變位齒輪：通過改變刀具和齒坯相對位置后切制出來的齒輪.xm：變位量。由切削標準齒輪的位置移動的距離 x：變位系數(shù)

變位后的齒輪，在分度圓上齒厚與齒槽寬不等 x>0正變位

正變位齒輪

x<0負變位

負變位齒輪 變位齒輪的特點：

變位齒輪的模數(shù)和壓力角不變，定傳動比的性質不變 2）齒厚、齒槽寬、齒頂圓、齒根圓、齒根高都發(fā)生變位 6．8平行軸斜齒圓柱齒輪機構

端面：垂直于其軸線的平面

直齒輪漸開面的形成：發(fā)生平面S在基圓柱上作純滾動，平面S上與母線平行的直線KK在空間形成的漸開面。直齒輪傳動的缺點：平穩(wěn)性較差，易產(chǎn)生振動和沖擊

6．8．1斜齒圓柱齒輪齒面的形成及特點

斜齒輪漸開面的形成：發(fā)生平面S在基圓柱上作純滾動，平面S上與母線不平行的斜直線KK在空間的軌跡形成的漸開面?；鶊A柱螺旋角：KK與其圓柱母線所夾的銳角 特點：傳動平穩(wěn)，振動噪聲小，適合高速承載傳動 6．8．2斜齒圓柱齒輪的基本參數(shù)和尺寸

1、基本參數(shù)：

1）螺旋角：分度圓柱面上的螺旋角

斜齒輪按輪齒傾斜方向：分為左旋、右旋 2）齒距與模數(shù) 3）壓力角：

4）齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù) 國標規(guī)定：法面參數(shù)為標準值

2、幾何尺寸計算

一對斜齒輪的嚙合從端面來看，相當于一對直齒輪的嚙合； 斜齒輪的中心距與螺旋角β有關

6．8．3斜齒圓柱齒輪機構的正確嚙合條件與重合度

1、正確嚙合條件：mn1= mn2= m

α

2、重合度 直齒：ε 斜齒：ε=εt+ε端面重合度εt 軸向重合度εββ

n

1=α n2= α β1=-β2

特點：重合度增大，且隨齒寬b和輪齒的傾斜程度的增大而增大。

運轉平穩(wěn)，承載能力高，產(chǎn)生軸向力。6．8．4斜齒圓柱齒輪的當量齒輪和當量齒數(shù)

以ρ為分度圓半徑，以斜齒輪的法向模數(shù)mn為模數(shù)，取壓力角α為標準壓力角作一假想的直齒圓柱齒輪，則其齒形與斜齒輪的法面齒形相近，此直齒輪稱斜齒輪的當量齒輪。斜齒輪的最少不根切齒數(shù)：17cos3β 6．9圓錐齒輪機構

圓錐齒輪用于傳遞兩相交軸間的運動和動力。

兩軸間的交角Σ=90°

圓錐齒輪的輪齒均布在一個截錐體上，由大端到小端逐漸變小。單個圓錐齒輪：基圓錐，分度圓錐、齒頂圓錐、齒根圓錐。相互嚙合的一對圓錐齒輪機構有節(jié)圓錐

圓錐齒輪傳動，一對錐頂重合的節(jié)圓錐在作純滾動

理論齒廓應是球面漸開線。

6．9．2直齒圓錐齒輪齒面的形成原理

一個圓心和基圓錐錐頂O相切的圓平面（發(fā)生面）S沿基圓錐作純滾動時，S上任一條與基圓錐母線OA相切的徑向直線OK上的點K 在空間展出一條以錐距R為半徑的球面漸開線AK，該曲面能滿足定傳動比要求。6．9．3直齒圓錐齒輪的背錐和當量齒數(shù)

1、背錐

便于研究，取背錐代替圓錐

2、當量齒輪與當量齒數(shù)

將背錐展開成平面，則成為兩個扇形齒輪，將它們補足為完整的圓錐齒輪，此圓錐齒輪稱為原齒輪的當量齒輪，此齒輪的齒數(shù)稱為當量定數(shù)。

（1）正確嚙合條件：大端模數(shù)和壓力角分別相等，且錐距也分別相等。（2）一對直齒圓錐齒輪機構的傳動比：（3）直齒圓錐齒輪不根切的最少齒數(shù)：

6．9．4直齒圓錐齒輪的基本參數(shù)和幾何尺寸計算

1、基本參數(shù)

大端模數(shù)，壓力角為標準值；大端齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)分別為1和0.2

2、幾何尺寸計算

Σ=90°且節(jié)圓錐與分度圓錐重合。

不等頂隙收縮齒圓錐齒輪，齒頂圓錐、齒根圓錐、分度圓錐錐頂

等頂隙收縮齒圓錐齒輪，齒根圓錐和分度圓錐共錐頂，但齒頂圓錐并不與分度圓錐共錐頂。6．10蝸桿機構

6．10．1蝸桿蝸輪的形成

蝸桿機構用于實現(xiàn)兩交錯軸間的傳動，通常兩軸交錯角Σ=90°。蝸桿與蝸輪的形成：

在蝸桿傳動中，常以蝸桿為原動件作減速運動。

蝸桿輪齒的旋向有左旋和右旋之分，常用的是右旋蝸桿。6．10．2蝸桿機構的類型

1、根據(jù)蝸桿的外形

圓柱蝸桿機構：制造簡單，應用廣泛； 環(huán)面蝸桿機構：潤滑狀態(tài)好，效率較高； 錐蝸桿機構：嚙合性能好，承載能力大，效率高。

2、圓柱蝸桿機構的分類 普通圓柱蝸桿

圓弧圓柱蝸桿

3、普通圓柱蝸桿

阿基米德蝸桿

漸開線蝸桿

延伸漸開線蝸桿和錐面包絡蝸桿。6．10．3圓柱蝸桿機構的主要參數(shù)

中間平面：垂直于蝸輪軸線且通過蝸桿軸線的平面

在中間平面，蝸桿與蝸輪的嚙合等同于漸開線齒輪與齒條的嚙合 在蝸桿傳動中，以中間平面上的基本參數(shù)和尺寸計算為基準

1、模數(shù)和壓力角 正確嚙合條件

2、蝸桿分度圓直徑和蝸桿直徑系數(shù)

3、傳動比i，蝸桿頭數(shù)z，蝸輪齒數(shù)

4、蝸桿分度圓柱上螺旋線的導程角入

5、中心距

6．10．5蝸桿機構的特點

1、傳動比大，零件數(shù)目少，結構緊湊；

2、傳動平穩(wěn)，嚙合的齒對數(shù)多，噪聲低；

3、具有自鎖性，蝸桿為原動件，機構自鎖；

4、傳動效率低，摩擦大；

5、制造成本高； 第三篇

聯(lián)接與螺旋傳動 第8章

聯(lián)接

2.概述鍵、花鍵、銷聯(lián)接的結構、特點、選擇，及其強度計算。

聯(lián)接：動聯(lián)接：鉸鏈

靜聯(lián)接：焊接

靜聯(lián)接

可拆聯(lián)接：不需損壞聯(lián)接中的任一零件；如螺紋聯(lián)接、鍵聯(lián)接、銷聯(lián)接等。

不可拆聯(lián)接：不損壞聯(lián)接中的謀一部分就不能拆開的聯(lián)接；如焊接、鉚接、膠接等。8．1 螺紋

8．1．1螺紋的類型和應用

將一傾斜角為λ的直線繞在圓柱體上便形成一條螺旋線。

使一平面圖形（如三角形、矩形）沿著螺旋線運動，運動過程中此圖形始終通過圓柱體的軸線，于是便形成螺紋。按照平面圖形的形狀：

三角形螺紋、矩形螺紋、梯形螺紋、鋸齒形螺紋 按照螺旋線的旋向： 左旋螺紋、右旋螺紋 按照螺旋線的數(shù)目：

單線螺紋、等距排列的多線螺紋 按照螺紋加工的位置 外螺紋、內(nèi)螺紋 按照螺紋的作用： 聯(lián)接螺紋、傳力螺紋 按照螺紋的母體形狀 圓柱螺紋、管螺紋 8．1．2螺紋的主要參數(shù)

1、大徑d：與外螺紋牙頂（內(nèi)螺紋牙底）相重合的假想圓柱面的直徑，即公稱直徑

2、小徑d1：與外螺紋牙底（內(nèi)螺紋牙頂）相重合的假想圓柱面的直徑，強度計算中用作危險截面直徑的計算直徑。

3、中徑d2：外、內(nèi)螺紋的牙厚與牙間相等的圓柱直徑

4、螺距P：螺紋相鄰兩牙對應點間的軸向距離

5、導程S：同一螺旋線上相鄰兩牙對應點間的軸向距離

S= nP

n：螺紋線數(shù)

6、螺紋升角λ：在中徑圓柱上，螺旋線的切線與垂直于螺紋軸線的平面的夾角。

7、牙型角α：螺紋軸向截面中，螺紋牙型兩側邊間的夾角； 牙側角β：螺紋牙型的側邊與螺紋軸線垂直平面的夾角 8．2 螺旋副的受力分析、自鎖和效率 8．2．1矩形螺紋 受力：滑塊沿斜面運動

上升

軸向力Q——外力

水平力F——驅動力

滑塊沿斜面等速上升

F=Qtan（λ+ρ）

下降

F=Qtan（λ－ρ）

表明：

當λ＞ρ，在力Q的作用下，滑塊有加速下滑的趨勢，為使滑塊等速下滑，必須施加一個向右（反方向）的水平力F。當λ＜ρ時，F(xiàn)為負，為使滑塊勻速下滑，必須在滑塊上施加一個向左的水平力F，此時F是驅動力 說明：Q無論多大，如不施加驅動力F，滑塊不會下滑—→自鎖 8．2．2非矩形螺紋 自鎖條件：λ≤ρ’ 螺旋副的效率：

當λ不變，β越大，效率越低。

矩形螺紋效率最高，其次鋸齒形螺紋、梯形螺紋，三角形螺紋效率最低。8．3機械制造常用螺紋

機械制造常用的三角形螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋在我國均已標準化。

8．3．1三角形螺紋——用于聯(lián)接 1．三角形螺紋

1）普通螺紋——緊固

粗牙螺紋：螺距最大

細牙螺紋：其余螺距，2）管螺紋——有密封要求

非螺紋密封的管螺紋

螺紋密封的管螺紋

米制錐管紋

8．3．2梯形螺紋和鋸齒形螺紋 摩擦小、效率高——用于傳動

梯形螺紋——對稱牙型——錐面貼緊——不易松動——工藝性好——牙根強度高——對中性好 鋸齒形螺紋——外對稱——便于對中——只能用于單向受力 8．4 螺紋聯(lián)接的基本類型和標準聯(lián)接件 8．4．1螺紋聯(lián)接的基本類型

1、螺栓聯(lián)接

2、雙頭螺柱聯(lián)接

3、螺釘聯(lián)接

4、緊釘螺釘聯(lián)接 8．4．2標準螺紋聯(lián)接件

1、螺栓

2、雙頭螺柱

3、螺釘

4、緊釘螺釘

5、螺母

6、墊圈 8．5螺紋聯(lián)接的預緊和防松 8．5．1螺紋聯(lián)接的預緊

預緊力：聯(lián)接在承受工作載荷之前，預先受到一個軸向力的作用。

目的：增強聯(lián)接的可靠性和緊密性，以防止受載后被聯(lián)接件間出現(xiàn)縫隙或相對滑動，同時可提高聯(lián)接強度 預緊應力的大?。?0%ζs 方法：測力距扳手，定力矩扳手 8．5．2螺紋聯(lián)接的防松

一般情況下，可滿足自鎖、防松的目的是在沖擊、振動、交變載荷、高溫等情況下出現(xiàn)松動。防松的根本目的在于防止螺旋副相對運動 8．6螺紋聯(lián)接的強度計算

螺栓的主要失效形式：

螺栓桿被拉斷

螺栓桿被剪斷或螺栓桿和被聯(lián)接件外壁被壓潰 經(jīng)常拆卸時，因磨損而發(fā)生滑扣現(xiàn)象 螺紋牙的計算是根據(jù)等強度原則；

螺紋聯(lián)接的計算主要是根據(jù)螺栓的強度確定螺栓危險截面的尺寸，即螺紋小徑d1，然后從標準中確定d及螺距P。8．6．1松螺栓聯(lián)接

裝配時，螺母不需要擰緊，在承受工作載荷前，螺栓不受力 8．6．2緊螺栓聯(lián)接

1、僅承受預緊力的緊螺栓聯(lián)接

裝配時，螺母需要擰緊，螺栓處于拉伸和扭轉的復合應力狀態(tài)。根據(jù)第四強度理論：

2、承受橫向載荷的緊螺栓聯(lián)接

用普通螺栓聯(lián)接承受橫向載荷時，由于預緊力的作用，將在接合面間產(chǎn)生摩擦力以抵抗工作載荷。即：摩擦力>工作載荷

可用各種剪載零件來承受橫向工作載荷，包括銷、剪載套、鍵等。用鉸制孔螺栓承受橫向載荷；

3、承受預緊力和工作拉力的緊螺栓聯(lián)接

情況1：螺母與被聯(lián)接件接觸，但螺栓和被聯(lián)接件均未受力，二者都沒有發(fā)生變形 情況2：螺母擰緊，受預緊力作用； 螺栓受預緊力Q0——產(chǎn)生伸長量δ被聯(lián)接件受Q0——產(chǎn)生壓縮量δ情況3：承受工作載荷后

螺栓受力由Q0 增加到Q，螺栓進一步拉伸，則總拉伸量為δ被聯(lián)接件由Q0減小到Qr，壓縮量減少為δc0－Δδ 螺栓和被聯(lián)接件這種變形可用線圖表示： 對Qr 的要求：

8．7 螺栓聯(lián)接件的下料和許用應力 材料：Q215、Q235、10、35、45鋼等； 許用應力：表8—6 8．8提高螺紋聯(lián)接強度的措施

螺栓的破壞——螺栓桿部分——疲勞斷裂——截面小，應力集中處 8．8．1降低螺栓總拉力的變化范圍 總拉力在Q0——（Q0＋ΔQ）之間變化

則減小螺栓的剛度kb或增大被聯(lián)接件的剛度kc，可降低總拉力的變化范圍。采?。貉鼱顥U螺栓、空心螺栓

金屬墊片、O型密封元件 8．8．2改善螺紋牙上的載荷分布

螺栓受拉而螺距增大，螺母受壓而螺距變小，軸向載荷在旋合螺紋各圈間的分布不均勻。大部分載荷集中在前幾圈，八圈以后幾乎不承受載荷 加厚螺母不能提高螺紋聯(lián)接強度 采用懸置螺母

8．9鍵聯(lián)接和花鍵聯(lián)接

8．9．1鍵連接的分類、結構和應用

鍵是一種標準件，用于實現(xiàn)軸和軸上零件的周向固定以傳遞轉矩，有些鍵還能實現(xiàn)軸向固定或軸向滑動的導向。鍵聯(lián)接：平鍵聯(lián)接、半圓鍵聯(lián)接、鍥軸聯(lián)接，切向鍵聯(lián)接

1、平鍵聯(lián)接

鍵的兩側面為工作面，工作時靠鍵與鍵槽側面的相互擠壓來傳遞轉矩。特點：結構簡單、拆裝方便、定心性好。平鍵分為：普通平鍵、導向平鍵

普通平鍵：靜聯(lián)接

A型（兩圓頭）B型（平頭）C型（單圓頭）A：鍵在鍵槽中固定良好，應力集中大 B：應力集中小，鍵的尺寸較大 C：用于軸端

導向平鍵：動聯(lián)接，需固定，并沒有起鍵螺孔。

2、半圓鍵

b0＋Δc0 b0

δ

以兩側面為工作面

具有良好的定心性，繞其幾何中心擺動，裝配方便 鍵槽較深，對軸的強度削弱大

3、鍥鍵聯(lián)接 工作面：上下表面

鍵的上表面和輪轂鍵槽的底部有1：100的斜度

工作時主要靠鍵的上表面與輪轂間的摩擦力來傳遞，能承受單向的軸向力。軸和輪轂軸線間會產(chǎn)生偏心和偏移

使用于定心要求不高，傳遞和載荷平穩(wěn)的場合。

4、切向鍵聯(lián)接

切向鍵由一對斜度為1：100的鍥鍵組成 鍵的窄面為工作面

工作時，靠工作上的擠壓力和鍵與輪轂間的摩擦力來傳遞轉矩 一個切向鍵：單向傳遞轉矩 兩個切向鍵：雙向傳遞轉矩 8．9．2平鍵聯(lián)接的選擇計算

1、平鍵尺寸的計算

鍵的截面尺寸：按軸的直徑d從有關標準中選取

鍵的長度：普通平鍵：鍵的長度等于或略小于輪轂的長度

導向平鍵：按輪轂長度及滑動距離而定 注：鍵長應符合標準規(guī)定的長度系列

2、平鍵聯(lián)接的強度校核

主要失效形式：工作面得壓潰，過載剪斷 設計標準：工作面上的擠壓應力

導向平鍵：失效形式：工作平面的過度磨損 設計標準：工作面上的壓力

8．9．3花鍵聯(lián)接：軸和輪轂孔向均布的多個鍵齒構成的聯(lián)接。工作面：齒的側面

特點：承載能力高，受力均勻，對軸和輪轂的強度削弱小，對中性和導向性好。適用：定心精度高，載荷大，經(jīng)?；频穆?lián)接 類型： 矩形花鍵：常用 漸開線花鍵：承載能力高 三角形花鍵：使用于薄壁零件 8．10銷聯(lián)接

用途：固定零件間的相對位置，傳遞不大的載荷，安全過載裝置 類型：

圓柱銷：過盈配合，多次裝拆合，其定位精度和可靠性下降 圓錐銷：1：50的錐度

安裝方便，定位精度高，可多次裝拆 端部帶有螺紋的圓錐銷：適用于盲孔或拆卸困難的場合。開尾圓錐銷：適用于有沖擊、振動的場合。

開有縱向溝槽的圓錐銷：彈性變形、不易松脫、因而能承受振動和變載荷。材料：35鋼、45鋼 第四篇

機械傳動 第10章

齒輪傳動 10．1齒輪傳動的特點及類型 10．1．1特點：

效率高：最高達99.95% 結構緊湊：在同樣的使用條件下，所需的空間尺寸小 工作可靠：齒與齒的嚙合傳動 壽命長：長達一、二十年 傳動比穩(wěn)定：i=Z2/ Z1

制造、安裝精度高，價格較貴，不適合傳動距離過大的場合。10．1．2類型

1、按照工作條件，閉式齒輪傳動，開式齒輪傳動

2、按照傳遞的速度：低速、高速

3、按照承載的大?。狠p載、重載

4、按照齒輪的材料及熱處理工藝：軟齒面

硬齒面 10．1．3對齒輪傳動的基本要求

1、傳動精確平穩(wěn)（第六章）

2、足夠的承載能力（本章重點講解）10．2齒輪的失效形式及設計準則 10．2．1齒輪的失效形式——主要指輪齒

1、輪齒折斷

彎曲疲勞折斷：齒根處的彎曲應力最大，交變應力、應力集中；先裂紋、后折斷。過載折斷：輪齒在短時過載。

局部折斷：不準確的安裝，制造，軸的變形。

增大齒根處圓角半徑，合理的熱處理，合理的選擇材料及采用變位齒輪。

2、齒面點蝕

長期交應變力——疲勞裂紋——擴展——麻點狀小而淺的坑——點蝕

靠近節(jié)線處嚙合，相對滑動速度低，油膜不易形成，點蝕首先出現(xiàn)在齒根表面靠近節(jié)線處。閉式齒輪傳動的主要失效形式；

提高齒面的硬度，降低表面的粗糙度，增大綜合曲率半徑，增大潤滑油的粘度。

3、齒面膠合

壓力大——溫度高——潤滑油被擠出——兩齒面直接接觸，相互粘連——較軟的齒面形成溝紋——膠合 提高齒面的硬度，降低表面的粗糙度，合理選用材料，合理選用潤滑油。

4、齒面磨損 雜質的進入

開式齒輪傳動的主要失效形式

5、齒面塑性變形 過大的應力作用 10．2．2設計準則

閉式軟齒面齒輪傳動——點蝕——按照齒面接觸疲勞強度設計——驗算輪齒的彎曲疲勞強度 閉式硬齒面齒輪傳動——輪齒折斷——按照齒根的彎曲疲勞強度設計——驗算齒面的接觸疲勞強度 開式齒輪傳動——磨損和輪齒折斷——按照輪齒的彎曲疲勞強度設計——同時降低許用應力 10．3齒輪的材料、熱處理及傳動精度 10．3．1齒輪常用的材料

要求：較高的抗點蝕，抗磨損、抗膠合、抗塑性變形、抗折斷的能力 齒面要硬，齒芯要韌

常用的材料：碳素結構鋼，合金結構鋼，鑄鋼，鑄塊、塑料、尼龍 10．3．2齒輪的熱處理

軟齒面（齒面硬度≤350HBS）

調質和正火

硬齒面（齒面硬度＞350HBS）

表面淬火、表面滲碳淬火、滲氮淬火。

1、軟齒面齒輪的熱處理方法——調質和正火

加熱后，空冷或油冷

慢慢降溫

小齒輪的齒面硬度>大齒輪的齒面硬度，壽命相近

2、硬齒面齒輪的熱處理方法——淬火 10．3．3齒輪傳動的精度

齒輪公差分為：傳遞運動的準確性、傳動的平穩(wěn)性、齒面上載荷分布的均勻性 齒厚極限偏差、等級

10．4直齒圓柱齒輪傳動的作用力及計算載荷 10．4．1直齒圓柱齒輪受力分析

受力分析——分度圓上嚙合——忽略摩擦力——集中力——作用在齒寬中點——沿嚙合線 法向力Fn分解為圓周力Ft和徑向力Fr 大小：

方向：

Ft：主動輪與運動方向相反，從動輪與運動方向相同 Fr：分別指向各自輪心 10．4．2計算載荷

載荷沿齒寬分布不均勻，附加動載荷——引入載荷系數(shù)K 10．5直齒圓柱齒輪傳動承載能力計算

10．5．1直齒圓柱齒輪傳動的齒面接觸強度計算

1、齒面接觸疲勞強度計算

線接觸——受載后——彈性變形——面接觸 齒面接觸應力——參照彈性力學中的赫茲公式

2、影響齒面接觸強度的參數(shù)和尺寸 1）系數(shù)335只適合鋼對鋼

如鋼對鑄鐵

335—→285 鑄鐵對鑄鐵

335—→250 2）從公式中分析得出：ζ設計時按較小值代入計算 3）降低ζH和增大〔ζH〕可提高齒面接觸疲勞強度； H1=ζH2

H1〕≠〔ζH2〕 但當兩齒輪的材料及熱處理不同時，〔ζ

增大齒寬b或中心距a可降低ζH，b過大，造成載荷分布不均勻，因此提高a可行

結論：改變齒輪的幾何參數(shù)或提高齒面的硬度可提高齒面接觸疲勞強度； 10．5．2值齒圓柱齒輪傳動的輪齒彎曲疲勞強度計算

1、齒根彎曲疲勞強度計算

假設：1）將齒輪視為懸壁梁；2）全部載荷僅由一對輪齒承擔3）集中力作用于齒頂 危險截面的確定：

30°切線法：作與輪齒對稱中心線成30°夾角并與齒根過渡曲線相切的直線，認為兩切點的連線是危險截面的位置。法向力Fn分解為：

F1：使齒根產(chǎn)生彎曲應力

F2：產(chǎn)生壓應力，忽略

2、影響齒根彎曲強度的參數(shù)和尺寸

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

設計時代入較大值;3）提高輪齒齒根彎曲疲勞強度的措施：提高m、b、Z1，但提高m 效果顯著 4）開式齒輪傳動，（0.7---0.8）〔ζF〕 10．5．3齒輪的許用應力 〔ζH〕=ζ

ζHlim /SH

〔ζF〕=ζFlim：圖Flim /SF

Hlim：圖10—6；

ζ10—7

長期雙側工作，取0.7的系數(shù)。SH、SF：表10—5

10．6直齒圓柱齒輪傳動的設計

1、齒數(shù)比u與齒數(shù)Z1

齒數(shù)比u其值恒大于1，而傳動比i其值可大于1，也可小于1 當i>1時

u=i 當i<1

u=1/i 一般：u<8 降低小齒輪的嚙合次數(shù) 當 i≤4.5時，i允許有±2.5% 的誤差

I＞4.5時，i允許有±4% 的誤差 閉式——軟齒面——接觸疲勞強度——設計

a一定，降低m，增大Z1，增大重合度，提高傳動的平穩(wěn)性，減小齒頂圓直徑和毛坯直徑，降低成本。Z1=20——40 閉式——硬齒面——彎曲疲勞強度——設計 Z1=17——20

2、模數(shù)

傳遞動力的齒輪傳動，模數(shù)m不宜過??；按彎曲疲勞強度設計的m必須取標準值。經(jīng)驗公式：閉式齒輪傳動m≈(0.007—0.02)α

開式齒輪傳動m≈0.02α 齒寬系數(shù)：

輪齒越寬，承載能力也越高，但齒寬過大，載荷分布不均勻，造成偏載。

閉式齒輪傳動：ψa=0.3—0.6，常用ψa=0.4（0.35）

開式齒輪傳動：ψa=0.1—0.3 10．7斜齒圓柱齒輪傳動

10．7．1斜齒圓柱齒輪傳動的受力分析 忽略齒面間的摩擦力 大?。?/p>

方向：

10．7．2斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算

作用力——法向平面內(nèi)——當量直齒輪——用直齒輪的方法計算——重合度大，曲率半徑大——比直齒輪承載能力大 齒面接觸疲勞強度計算

一對鋼制標準斜齒輪傳動的齒面接觸疲勞強度條件；

說明：1）鋼對鑄鐵：260；

鑄鐵對鑄鐵：228

2）a圓整為0或5

3）m的確定

4）β的確定

2、齒根彎曲疲勞強度計算 說明：YF按當量齒數(shù)查表10-4 10．8直齒圓錐輪傳動

10．8．1直齒圓錐齒輪傳動的受力分析

將輪齒上的分布力簡化為作用于齒寬中點集中載荷。大小：

方向：

10．8．2直齒圓錐齒輪傳動的強度計算

1、齒面接觸疲勞強度計算

按齒寬中點處的當量直齒圓柱齒輪傳動來計算；

說明：1）求出錐距R后，選擇Z1、Z2）確定大端模數(shù)

3）ψR=0.25—0.3 4）鋼對鑄鐵285，鑄鐵對鑄鐵250；

2、齒根彎曲疲勞強度計算

說明：1）YF按當量齒數(shù)查表10-4按 2）mm與m的關系 10．9齒輪的結構設計及齒輪傳動的潤滑和效率 10．9．1齒輪的結構

1、齒輪軸：將齒輪和軸做成一體

圓柱齒輪：齒根圓到鍵槽底部的距離e＜2m

圓錐齒輪：小端齒根圓到鍵槽底部的距離e＜1.6m

2、實心式齒輪：da≤160mm

3、腹板式齒輪：da=160——500mm

4、輪輻式齒輪da＞500mm

說明：齒輪與軸的聯(lián)接——平鍵

花鍵

10．9．2齒輪傳動的潤滑

齒輪傳動——相對滑動——產(chǎn)生摩擦與磨損——效率下降——潤滑；

潤滑——減小磨損與發(fā)熱——防銹和降低噪聲——工作狀態(tài)及改變——預期壽命內(nèi)正常工作 方式：

開式齒輪傳動通常用潤滑油（脂）人工定期潤滑 閉式齒輪傳動按圓周速度v確定： v≤12m/s，油池潤滑；

深度：圓柱齒輪，一個齒高，不應小于10 mm

圓錐齒輪：浸入全齒寬 多級傳動：帶油輪

底部距離：≦30——50 mm 2）v＞12m/s，噴油潤滑 3）油的粘度的確定：表10-6 10．9．3齒輪傳動的效率

功率損耗包括：嚙合中的摩擦損耗，攪油損耗，軸承中的摩擦損耗 10．10蝸桿傳動

10．10．1蝸桿傳動的運動分析與受力分析

1、蝸桿傳動的運動分析

目的：確定蝸桿與蝸輪的轉向關系及齒面間相對滑動速度 蝸桿主動——利用左右手法則 四指——蝸桿轉動的方向

拇指——蝸桿有沿軸線方向運動的趨勢 蝸輪——向相反的方向運動 相對滑動速度：

Vs越大，容易形成油膜

齒面間的摩擦因數(shù)下降，提高效率，承載能大； Vs過大：易產(chǎn)生磨損和膠合

2、蝸桿傳動的受力分析 大?。?/p>

方向：

10．10．2蝸桿傳動的失效形式，材料和結構

1、蝸桿傳動的失效形式和常用材料

失效形式：齒面點蝕，齒面膠合，齒面磨損，輪齒折斷；

由于材料和結構的不同，蝸桿螺旋齒部分的強度高于蝸輪輪齒的強度，因而失效總發(fā)生在蝸輪。閉式蝸桿傳動——蝸輪輪齒——齒面膠合 開式蝸桿傳動——蝸輪輪齒——磨損

對蝸桿，蝸輪材料的要求：足夠的強度，良好減摩耐磨性，抗膠合能力。蝸桿材料：碳素鋼、合金鋼

蝸輪材料：鑄造錫青銅，Vs=5——15 m/s 鑄造鋁鐵青銅，Vs＜8m/s 灰鑄鐵，Vs＜2m/s

2、蝸桿和蝸輪的結構

蝸桿——蝸桿軸——蝸桿和軸形成一體

蝸輪：整體式：鑄鐵蝸輪或d＜100mm的青銅蝸輪

組合式：齒圈用青銅，輪芯用鑄鐵或鋼 10．10．3蝸桿傳動的強度計算

失效——膠合、磨損——無完整計算方法 只對蝸輪齒面進行接觸疲勞強度計算；

10．10．4圓柱蝸桿傳動的效率：潤滑和熱平衡計算

1、蝸桿傳動的效率

功率損耗包括：輪齒嚙合的功率損耗、軸承摩擦損耗及濺油損耗。提高效率，可增大導程角λ，即采用多頭螺桿；

但λ過大，加工困難；且當λ＞28°時，效率提高很小。當λ≤ρ’自鎖，蝸桿傳動的效率η＜50%

2、蝸桿傳動的潤滑

摩擦、磨損、發(fā)熱易嚴重——潤滑十分重要 油池潤滑，蝸桿在下；一個齒高

蝸桿在上：蝸輪半徑的1/6——1/3

3、蝸桿傳動的熱平衡計算

效率低，發(fā)熱量大，結構緊湊，箱體的散熱面積小； 不及時散熱——齒面膠合 轉化為熱量的摩擦損耗功率： 自冷，箱體表面散熱功率： 達到熱平衡：

超過溫度允許值，可采用如下措施

合理設計箱體機構，加散熱片，增大散熱面積

提高表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，加裝風扇，冷卻水管，循環(huán)油冷卻。第11章

輪系 11．1 輪系的類型

1．輪系：由一系列齒輪組成的傳動系統(tǒng)。

2．輪系的作用：獲得大的傳動比，變速或換向傳動。3．輪系的類型：

1）定軸輪系：輪系中所有齒輪的幾何軸線位置都是固定不動。

2）周轉輪系：輪系中至少有一個齒輪的軸線是繞位置固定的另一齒輪的幾何軸線轉動。行星輪：軸線繞位置固定的齒輪的軸線轉動。

行星架（轉臂或系桿）：支承行星輪的構件。

中心輪（太陽輪）：軸線固定不動的齒輪。11．2 定軸輪系及其傳動比

1．一對齒輪的傳動比：主動輪與從動輪的角速度或轉速之比。

2．輪系的傳動比：該輪系首輪與末輪（或輸入軸與輸出軸）的角速度或轉速之比。iab=ωa/ωb=na/nb

3．在計算輪系的傳動比時，不但要求出首、末兩輪速比的大小，而且需確定兩輪的轉向關系。當首、末兩輪軸線平行，用“+”表示兩輪轉向相同，用“-”表示兩輪轉向相反；當首、末兩輪軸線不平行，用箭頭標注兩輪轉向關系。4．定軸輪系的傳動比計算：

惰輪：不影響傳動比的大小，僅用于改變轉動方向或增大兩軸間距離的齒輪。5．首、末兩輪轉向關系的確定：

1）輪系中所有齒輪的軸線平行，用（-1）m確定；2）首、末兩輪軸線平行，用箭頭確定后，用“+”或“-”表示； 3）首、末兩輪軸線不平行，用箭頭標注兩輪轉向關系； 11．3 周轉輪系及其傳動比 11．3．1周轉輪系的分類

1．按周轉輪系自由度分類： 行星輪系→自由度等于1 差動輪系→自由度等于2 2．按中心輪數(shù)目分類

2K—H型：兩個中心輪，一個行星架。3K型：三個中心輪。

K—H—V型：一個中心輪，一個行星架，一個輸出構件。11．3．2周轉輪系傳動比的計算

周轉輪系→運動的軸線→反轉法→固定行星架 周轉輪系傳動比的計算公式： 說明：

齒輪G、齒輪K、行星架H的軸線必須平行； nG、nK、nH為代數(shù)值，有正負之分；

周轉輪系中有空間齒輪時，等式右邊的正負號必須用畫箭頭的方法確定； 11．4 復合輪系及其傳動比

1．復合輪系：由定軸輪系和周轉輪系，或由幾個單一周轉輪系組成的輪系。2．復合輪系傳動比的計算方法：區(qū)分定軸輪系和周轉輪系，分別計算，聯(lián)立求解。3．區(qū)分定軸輪系和周轉輪系的方法： 1）先找?guī)缀屋S線運動的行星輪；

2）支承行星輪的是行星架，行星架的類型很多；

3）中心輪：幾何軸線與行星架回轉軸線相重合，且直接與行星輪相嚙合的定軸齒輪。11．4 輪系的應用

11．5．1實現(xiàn)遠距離傳動11．5．2獲得大傳動比11．5．3實現(xiàn)變速運動11．5．4實現(xiàn)運動的合成與分解11．5．5實現(xiàn)換向運動 第12章

帶傳動

1．闡述帶傳動的類型、特點、特性和應用。

2．重點分析帶傳動的受力、應力和失效形式，據(jù)此確定出帶傳動的設計準則，并介紹普通V帶傳動的設計計算。12．1概述

1、帶傳動得組成：主動帶輪、從動帶輪、傳動帶組成

2、帶傳動的工作原理：依靠帶與帶輪之間的摩擦力拖動從動輪一起轉動。

3、帶傳動的應用場合：兩軸平行且轉向相同的場合

4、帶傳動的優(yōu)點：1）適合中心距較大的傳動； 2）結構簡單，造價低廉； 3）帶具有良好的撓性，可緩沖吸振，傳動平穩(wěn)； 4）過載打滑，防止損壞其他零件；

5、帶傳動的特點：1）同樣功率，傳動的外廓尺寸大；2）彈性滑動，傳動比不能保證恒定； 3）帶的壽命較短； 4）有時需要張緊裝置；

6、帶傳動的主要參數(shù)：v=5—25m/s i≤7 η=0.92—0.97 P=700kW

7、帶的類型：平帶傳動、V帶傳動、多鍥帶傳動，同步帶傳動。傳動帶均制成無接頭的環(huán)行。

平帶：橫截面——扁平矩形；工作面——內(nèi)表面；結構最簡單，帶輪制造容易。V帶：橫截面——等腰梯形；工作面——兩側面；傳動能力大，已經(jīng)標準化。多鍥帶：平帶與V帶的共同優(yōu)點

8、帶傳動的張緊：自動張緊、定時張緊

9、帶傳動中幾何參數(shù)之間的關系 1）包角：帶與帶輪接觸弧所對得圓心角。2）帶長： 3）中心距： 12．2帶傳動工作情況的分析 12．2．1帶傳動的受力分析

帶傳動要有一定的初拉力F0——產(chǎn)生正壓力——摩擦力Ff

帶工作時：繞上主動輪的一邊被拉緊，拉力由F0 增加到F1 —→緊邊 繞上從動輪的一邊被放松，拉力由F0 減小到F2 —→松邊 工作時帶的總長不變，則

F1－F0= F0－F

2即 F0=（F1+F2）/2 圓周力（有效拉力）：兩邊拉力之差，即 Fe= F1－F2 帶傳遞的功率為: 分析：最大有效拉力及影響因素

以平帶為例，忽略傳動帶做圓周運動時所產(chǎn)生的離心力的影響。分析：

1）初拉力F0：Fec與 F0成正比，F(xiàn)0越大，摩擦力越大，傳動能力越強，帶的壽命短。2）包角α：α與Fec成正比，α越大，總摩擦力越大，傳動能力越強。3）摩擦因數(shù)f：f與Fec成正比。V帶傳動：

V帶傳動的最大有效圓周力大于平帶傳動。12．2．2帶的應力分析

1、拉應力：緊邊拉應力、松邊拉應力

2、離心力所產(chǎn)生的拉應力 3:、彎曲應力

分析：最大應力發(fā)生在緊邊繞上小帶輪處。

傳遞：帶的應力——交變應力——循環(huán)一定次數(shù)——疲勞破壞

12．2．3帶的彈性滑動和打滑

由于帶的彈性變形而引起的帶與帶輪間的滑動，稱為彈性滑動。

彈性滑動-----從動輪的圓周速度v2 總是低于主動輪的圓周速度v1，其降低值用滑動率ε 表示： 帶傳動的傳動比：

由于ε 很小，一般不考慮：

打滑：工作時，當帶傳動需要的圓周力超過最大有效拉力Fec時，帶與帶輪間就會發(fā)生顯著的相對滑動。12．3普通V帶傳動的設計計算 12．3．1概述 1.V帶的組成及作用。頂膠：承受彎曲時的拉伸。

抗拉體：用于承受拉力，由簾布或線繩組成。底膠：承受彎曲時的壓縮。包巾：耐磨的橡膠帆布，保護作用。

2、帶的各部分名稱和參數(shù)：

節(jié)面：當V帶彎曲時，頂膠伸長，底膠縮短，只有在兩者中間的的中性層長度不變。節(jié)寬 ：帶的節(jié)面寬度。帶彎曲時，節(jié)寬保持不變。相對高度：V帶的高度h與節(jié)寬bd的比值。

帶輪的基準直徑：與相配用V帶的節(jié)寬bd相對應的直徑。

基準長度：在規(guī)定的張緊力下，位于帶輪基準直徑上的周線長度稱為基準長度。V帶的公稱長度以基準長度bd表示。

普通V帶：楔角θ =40°，相對高度為0.7的V帶。V帶標準化，按截面尺寸的不同，分為Y.Z.A.B.C.D.E Y型帶承載能力最小，E型帶承載能力最大 12．3．2設計準則及單根V帶的基本額定功率 1.帶傳動的主要失效形式：打滑，疲勞破壞。

2.設計準則：在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。3.V帶的基本額定壽命：

在載荷平穩(wěn)，包角 =180°、持定長度的條件下，單根V帶的基本額定功率值見表12—2 對P0值進行修正，得單根V帶所能傳遞的許用功率。12．3．3普通V帶的型號和根數(shù)的確定。

1．計算功率： 2．帶的型號的確定： 3．帶的根數(shù)的確定： 12．3．4主要參數(shù)的選擇和計算。

1.選擇帶輪直徑，驗算帶速： 2.選擇中心距a和帶的基準長度、驗算小輪的包角： 3.確定帶的初拉力： 4.計算壓軸力：

總結 設計V帶傳動的原始數(shù)據(jù)：傳遞的功率P、帶輪的轉速、傳動比、傳動位置要求、工作條件。設計內(nèi)容：帶的截型、長度、根數(shù)、傳動中心距、帶輪直徑、結構尺寸。12．4 V帶輪的結構設計

對帶輪的要求：質量小，結構工藝性好，無過大的鑄造內(nèi)應力，質量均勻，高的表面精度，輪槽的尺寸和角度具有一定的精度。

帶輪的材料：鑄鐵； 鑄鋼，高速； 鑄鋁，塑料，小功率； 結構：實心式 d：軸的直徑 孔板式、腹板式 輪幅式： 12．5 其他帶傳動簡介 12．5．1高速帶傳動。

要求：傳動可靠，運轉平穩(wěn)，壽命長。12．5．2同步帶傳動

優(yōu)點：傳動比恒定，結構緊湊，帶速高，傳動比大，傳遞功率大，效率高。缺點：價格高 第14章

軸

1．介紹軸的功用、分類和軸的材料。

2．闡明軸的結構設計、軸的強度和剛度計算方法。14．1 軸的功用和類型

1．軸的功用：用來支承旋轉的機械零件并傳遞運動和動力。2．軸的分類：

1）根據(jù)承載性質的不同。

轉軸：既傳遞轉矩又承受彎矩

傳動軸：主要傳遞轉矩 心軸：只承受彎矩不傳遞轉矩 2）根據(jù)軸線的形狀不同 直軸：軸線為一直線。

曲軸：軸線為相互平行的直線。撓性鋼絲軸：軸線為一曲線。14．2 軸的材料 1．對軸的材料的要求：

具有足夠的速度、對應力集中的敏感性小以及良好的工藝性。2．軸的材料：

1）碳素鋼：35、45、50、Q235、Q275等 熱處理：正火，調質 2）合金鋼：20Cr.20CrMnTi 力學性能好，價格高，有特殊要求。

3）球墨鑄鐵：成本低，吸振性好，對應力集中的敏感性小，強度較高。14．3 按扭轉強度初算軸的直徑

1．原因：支點間的跨距未知→無法計算彎矩→無法計算當量彎矩

2．軸的設計過程：初估軸的直徑→軸的結構設計→確定軸的形狀和尺寸→按彎扭合成強度進行強度計算 3．初估軸的直徑——最細處的直徑——只傳遞扭矩

圓截面的軸：

對于既傳遞轉矩又承受彎矩的軸，可用上式，但需降低許用扭切應力。得按轉矩初算的設計公式：

C：由軸的材料和承載情況確定的常數(shù) 14．4 軸的結構設計

軸的結構設計——將軸設計為階梯形——確定各段的軸頸和長度 軸的結構設計應滿足以下要求：

1．軸和軸上零件要有準確的工作位置（定位）

2．軸應便于加工，軸上零件應易于裝拆（制造安裝要求）3．各零件牢固而可靠地相對固定（固定）4．盡量減小應力集中 14.4.1軸上零件的定位

軸肩：階梯軸上截面變化處，起軸向定位作用 定位：軸肩、套筒、相關的零件 14.4.2制造安裝要求

軸的直徑：從一端逐漸向中間增大—→可依次裝、拆軸上的零件 倒角：零件易于安裝—→軸端和各軸段的端部 砂輪越程槽：軸上磨削的軸段，裝滾動軸承處 螺紋退刀槽：車制螺紋的軸段，裝圓螺母

要求：軸的形狀，尺寸應力要求簡單，便于軸的加工，盡量減少軸上零件的數(shù)目，減輕重量 軸上與滾動軸承相配合的軸徑應符合滾動軸承的內(nèi)孔尺寸。14.4.3軸上零件的固定 軸向定位

軸肩、套筒、圓螺母、軸端擋圈、圓錐面、緊定螺釘、彈性擋圈 說明：

1、采用套筒、螺母、軸端擋圈作軸向固定時，應保證軸段的長度小于零件輪轂的長度2-3mm 為了保證軸上零件緊靠定位面，軸肩的圓角半徑r 必須小于相配零件的倒角C1 或圓角半徑R, 軸肩的高度h必須大于C1 或R。

2、周向固定

鍵聯(lián)接、花鍵聯(lián)接、過盈配合、緊定螺釘 注意：同一軸上多個鍵，應加工在同一直線上。14.4.4減小應力集中

零件截面發(fā)生突變處—→應力集中

1、各段階梯的直徑變化均勻，避免截面尺寸的劇變。

2、截面變化處采用圓角過渡且半徑不應過小。

3、改善結構設計。

14．5 軸的強度計算（彎扭合成法）

繪制零件草圖—→軸承的位置、軸上載荷的性質、大小、方向、作用點—→受力分析—→繪出彎矩圖、扭矩圖—→彎扭合成強度計算。

對于一般鋼制的轉軸，按第三強度理論。求危險截面的當量應力：

彎曲應力—→對稱循環(huán)變應力，扭切應力—→脈動循環(huán)變應力，二者的循環(huán)特性不同，引入修正條件。按彎扭合成強度計算軸徑的一般步驟。

將外載荷分解到水平面和垂直面內(nèi)，分別求出水平面支反力和垂直面支反力。繪制垂直直面彎矩圖和水平面彎矩圖。繪出合成彎矩圖。繪制轉矩T圖。

彎扭合成，繪當量彎矩圖。求出危險截面的軸徑。

說明：

1、有鍵槽，軸徑增大4%。

2、d計計算的軸徑，d結結構設計的軸徑

d計＞d結—→強度不夠、修改、重新計算

d計＜d結—→以結構計算為準。14．6 軸的剛度計算

剛度：撓度、偏轉度、扭轉角 14.6.1彎曲變形計算

1、等直徑的軸可按撓曲線近似微分方程式積分求解

2、對于階梯軸可按變形解法求解 14.6.2扭轉變形的計算

1、等直徑軸：材料力學中的扭轉變形公式求解

2、階梯軸：可用求和的公式求解

第15章

軸承

軸承的功用：支承軸及軸上零件，保證軸的旋轉精度，減小軸與支承之間的摩擦和磨損，并承受載荷。

15．2 滾動軸承的組成、類型及特點

滾動軸承的特點：摩擦阻力小，啟動靈活，運轉精度高、潤滑和維修方便，標準件，價格低。15.2.1滾動軸承的組成

內(nèi)圈、外圈、滾動體、保持架組成。

內(nèi)圈與軸頸配合，隨軸一起轉動，采用基孔制，過盈配合。外圈與軸承孔配合，外圈一般不轉動，采用基軸制，間隙配合 滾動體：滾動體沿著滾道滾動；

球形，圓柱形，圓錐形，腰鼓形，滾針形。保持架：把滾動體均勻分開。

材料：內(nèi)圈，外圈，滾動體—→軸承鋼

保持架—→碳鋼 15.2.2滾動軸承的類型及特點 結構特性

接觸角：滾動體與外圈滾道接觸點的法線與軸承徑向平面之間的夾角。

接觸角α愈大，軸承承受軸向載荷的能力愈大。2）偏位角：軸承內(nèi)、外圈中心線的夾角。

2、滾動軸承的分類：

1）按滾動體的形狀：球軸承、滾子軸承

球軸承：點接觸、承載能力低，耐沖擊性高，摩擦阻力小，極限轉速高，價格低。滾子軸承：線接觸，承載能力高，耐沖擊，摩擦阻力大，價格高。2）按滾動體的列數(shù)：單列 雙列 多列

3）按工作時能否自動調心：調心軸承，非調心軸承 4）按所能承受載荷的方向或接觸角的不同：

向心軸承：徑向接觸軸承（α=0°），只能承受徑向載荷； 向心角接觸軸承（0°＜α≤45°），隨α的增大，軸向承載能力也增大

推力軸承：軸向接觸軸承（α=90°），只能承受軸向載荷； 推力角接觸軸承（45°＜α≤90°），隨α的減小，徑向承載能力增大

3、滾動軸承的分類 表15-4 15．3 滾動軸承的代號

滾動軸承的代號是表示其結構、尺寸、公差等級和技術性能等特征的產(chǎn)品代號，由字母和數(shù)字組成 滾動軸承代號的構成：基本代號、前置代號、后置代號

15.3.1基本代號：

基本代號表示軸承的基本類型、結構和尺寸；

基本代號由軸承類型代號、尺寸系列代號、內(nèi)經(jīng)代號構成 類型代號：用數(shù)字和字母表示.表15-6 尺寸系列代號：由軸承的寬（高）度系列代號和直徑系列代號組成

軸承的直徑系列代號是指結構相同、內(nèi)經(jīng)相同而外徑和寬度方面不同的系例； 用7，8，9，0，1，2，3，4表示 →增大

軸承的寬（高）度系列代號是指結構相同、內(nèi)徑和直徑系列相同的軸承，在寬（高）度方面不同的系列 用0，1，2，3，4，5，6表示 →增大 內(nèi)徑代號：表15-8 15.3.2前置代號和后置代號

前置代號：用字母表示成套軸承的分部件 后置代號：

1）同一類型軸承的不同內(nèi)部結構 2）軸承的公差等級 3）軸承的徑向游隙

15．4 滾動軸承的選擇計算 15.4.1滾動軸承類型的選擇 選擇時主要考慮以下因素： 載荷條件：載荷大小、方向、性質 大載荷 沖擊載荷 線接觸的滾子軸承 小載荷 中等載荷 點接觸的球軸承 純徑向載荷：深溝球軸承、圓柱滾子軸承 純軸向載荷：推力軸承 既受徑向載荷又受軸向載荷：

Fr大、Fa?。荷顪锨蜉S承、接觸角較小的角接觸球軸承、圓錐滾子軸承 Fr小、Fa?。航佑|角較大的角接觸軸承 Fa很大：推力角接觸軸承 轉速條件：極限轉速 n↑ 球軸承 裝調性能 調心性能 經(jīng)濟型

15.4.2滾動軸承的失效形式及計算準則 失效形式：

點蝕 塑性變形 磨損 計算準則：

①.10r/min＜n＜nlim 主要失效形式是點蝕，以疲勞強度計算為依據(jù)進行軸承的壽命計算

②.n＜ 10r/min 靜應力作用，主要失效形式是塑性變形，以不發(fā)生塑性變形為準則的靜強度計算 15.4.3滾動軸承的壽命計算 基本額定壽命和基本額定動載荷

壽命：軸承工作時，滾動體或滾道出現(xiàn)疲勞點蝕前所經(jīng)歷的總轉速，或軸承在恒定轉速 下的總工作小時數(shù)?？煽慷龋和粭l件下，一組同一型號的軸承所能達到或超過某一規(guī)定壽命的百分率?；绢~定壽命：一批在相同條件下運轉的同一型號軸承，其可靠度為90%時的壽命。

壽命的單位為總轉數(shù)，用L10表示

壽命的單位也可用工作小時數(shù)，用Lh表示

基本額定動載荷：基本額定壽命為L10=10 轉時，軸承所能承受的最大載荷。

6用C表示

向心軸承 基本額定動載荷→徑向載荷→徑向額定動載荷Cr 推力軸承 基本額定動載荷→軸向載荷→軸向額定動載荷Ca 當量動載荷

軸承受徑向和軸向載荷的聯(lián)合作用，轉化為等效的當量動載荷P ⑴、對于只承受線徑向載荷的向心軸承 2)對于只承受純軸向載荷的推力軸承

3）對于同時承受徑向載荷和軸向載荷的深溝球軸承和角接觸軸承

3、滾動軸承壽命的計算 實驗—→壽命的計算式

4、向心角接觸軸承軸向載荷的計算 1）向心角接觸軸承的內(nèi)部軸向力

向心角接觸軸承（3類、7類）—→受徑向力—→產(chǎn)生內(nèi)部軸向力S S的方向：外圈的寬邊指向窄邊 S的大小：由表15-13確定

問題：如何考慮外載荷Ka 和S的共同作用 2）向心角接觸軸承的軸向載荷計算 安裝：兩個軸承成對使用對稱安裝 正裝：外圈窄邊相對（面對面）反裝：外圈窄邊相背（背對背）計算時應同時考慮S和Ka 的共同作用 計算向心角接觸軸承向載荷Fa 的步驟 1）確定S的方向和大小

2）根據(jù)S1+ S2+Ka 的指向，確定壓緊與放松的軸承 正裝：軸向合力指向的一端為緊端 反裝：軸向合力指向的一端為松端 3）確定軸承所收的總軸向力 松端——僅為其內(nèi)部軸向力，緊端——除去本力的內(nèi)部軸向力后其余各軸向力的代數(shù)和，15.4.4滾動軸承的靜強度計算

n＜10r/min 靜應力作用，主要失效形式是塑性變形，以不發(fā)生塑性變形為準則的靜強度計算 基本額定靜載荷：承受最大載荷滾動體與滾道接觸中心處引起以下接觸應力時的載荷，調心球軸承：4600MPa、其它球軸承：4200MPa、所有滾子軸承400MPa 向心軸承——徑向額定靜載荷 推力軸承——軸向額定載荷 當量靜載荷 靜強度計算

15．5 滾動軸承的組合設計 15．5．1軸承內(nèi)外圈的軸向固定方法 15．5．2軸承組的軸向固定

1、兩端固定

2、一端固定

一端游動 15．5．3軸承組合的軸向調整

1、軸承間隙的調整

1）調整墊片2）調整環(huán)3）調節(jié)螺釘

2、軸承組合的軸向調整 15．5．4滾動軸承的預緊

預緊：受載前，受到軸向壓緊力作用 目的：提高軸承的剛度和旋轉精度 方法:磨窄內(nèi)圈（用于反裝）

磨窄外圈（用于正裝）15．5．5滾動軸承的配合與裝拆

1、滾動軸承的配合

內(nèi)圈與軸頸—→采用基孔制—→過盈的過度配合 外圈與軸承座孔—→采用基軸制

2、滾動軸承的裝拆 安裝、冷壓裝、熱裝法 拆卸

軸上定位軸肩的高度應小于軸承內(nèi)圈高度 15．5．6滾動軸承的潤滑與密封 1.、滾動軸承的潤滑 潤滑劑：潤滑脂、潤滑油 潤滑劑的選擇：按dn值選擇

?。哼x用脂潤滑

特點：易于密封、承載能力高

大：選用油潤滑

特點：摩擦因數(shù)小，潤滑可靠，有散熱和清洗的作用。方式：

油浴潤滑：適用中、低速的軸承 飛濺潤滑：閉式齒輪傳動的主要潤滑方式

噴油潤滑：適用于轉速高、載荷大，要求潤滑可靠的軸承 油霧潤滑：適用于高速、高溫的軸承

2、密封

作用：避免潤滑劑的流失，防止灰塵進入 方式：接觸式、外接觸式

第16章

聯(lián)軸器、離合器和制動器 16．1 概述

聯(lián)軸器和離合器的作用：主要用來聯(lián)接軸與軸，以傳遞運動和轉矩，有時也可用作安全裝置。

聯(lián)軸器和離合器的區(qū)別：聯(lián)軸器在機器運轉時使兩軸不能分離，只有在機器停止轉動并將其拆開后，兩軸才能分離；離合器在機器運轉過程中，可使兩軸隨時接合與分離。

制動器的功用：使機器迅速停止運轉，也可以用來減低或調整機器運轉的速度。聯(lián)軸器、離合器、制動器已標準化 16．2 聯(lián)軸器

兩軸相對位置的偏移：軸向、徑向、偏角 聯(lián)軸器的分類：剛性聯(lián)軸器、彈性聯(lián)軸器 剛性聯(lián)軸器：

固定式剛性聯(lián)軸器：不能補償兩軸間的相對位移 移動式剛性聯(lián)軸器：能補償兩軸間的相對位移

彈性聯(lián)軸器：利用彈性元件的變形來補償相對位移，還具有吸振和緩沖的能力。16．2．1固定式剛性聯(lián)軸器

套筒聯(lián)軸器：結構簡單，徑向尺寸小，被聯(lián)接的兩軸能嚴格地同步轉動，有安全保護的作用；拆裝不方便。凸緣聯(lián)軸器：結構簡單，能傳遞較大的轉矩，對中精確可靠；不能吸振和緩沖，不能消除連軸之間的安裝誤差。16．2．2可移式剛性聯(lián)軸器

1、滑塊聯(lián)軸器：可補償安裝和運轉時兩軸間的位移。

2、齒輪聯(lián)軸器：具有徑向、軸向和角度位移補償?shù)墓δ?，位移補償能力強；結構復雜、笨重，制造成本高。

3、萬向聯(lián)軸器：允許兩軸間有較大的夾角。

16．2．3彈性聯(lián)軸器

1、彈性套柱銷聯(lián)軸器：結構簡單，裝拆方便，易于制造；壽命較短。

2、彈性柱銷聯(lián)軸器：結構簡單，裝拆方便，壽命長，具有一定的吸振和緩沖的能力。

3、輪胎式聯(lián)軸器：具有良好的吸振和緩沖的能力，能有效地降低動載荷。16．3 離合器

根據(jù)工作原理：嚙合式、摩擦式

要求：接合平移，分離迅速而徹底，操縱方便省力，工作可靠，調整維修方便，耐磨性和散熱性能好。牙嵌式離合器 摩擦式離合器 電磁粉末離合器 超越離合器

16．4 聯(lián)軸器和離合器的選用 聯(lián)軸器、離合器——標準化、系列化

根據(jù)機械的工作要求（同心條件、載荷、速度、安裝、維修、使用、外形等），選擇類型，再按直徑、轉速和計算轉矩選擇型號和尺寸，必要時進行強度校核。16．4．1類型選擇

低速、重載、要求對中的大剛性軸—→剛性聯(lián)軸器（如凸緣聯(lián)軸器）

低速、剛性小、有偏斜的軸—→可移式剛性聯(lián)軸器或彈性聯(lián)軸器（如滑塊聯(lián)軸器、齒輪聯(lián)軸器或彈性套柱銷聯(lián)軸器）高速、變載，啟動頻繁的軸—→有緩沖及減振能力的彈性聯(lián)軸器

2、低速、重載、要求對中—→牙嵌式離合器

低速、剛性小、有偏移的軸—→摩擦式離合器 高速、變載、啟動頻繁的軸，雙向傳動—→摩擦離合器

高速、變載、啟動頻繁的軸，單向傳動—→超越離合器 16．4．2型號和尺寸選擇

根據(jù)軸的直徑、轉速、計算轉矩——確定型號和尺寸 計算轉矩：Tc=KT 16．5 制動器16．5．1抱塊式制動器16．5．2內(nèi)漲蹄式制動器16．5．3帶式制動器

第二篇：《機械設計基礎》教案

關于機械設計課程的說明

講授任何一門課程,都得首先對它有個輪廓的了解,因而有必要先對機械設計課程作一簡要說明。

一、本課程在專業(yè)教學計劃中的地位與作用

本課程是機械類各專業(yè)教學計劃中的一主門干課程,屬技術基礎課。因而它不僅要求學生預先學完工程制圖、理論力學、材料力學、工程材料、機械制造基礎、機械原理、公差與技術測量等先修課程,而且要求學生結合本課程的學習,能夠綜合運用所學的基礎理論和技術知識,聯(lián)系生產(chǎn)實際和機器的具體工作條件,去設計合用的零(部)件及簡單的機械,以便為順利地過渡到專業(yè)課程的學習及進行專業(yè)產(chǎn)品與設備的設計打下初步的基礎。因此,本課程具有從理論性課程過渡到結合工程實際的設計性課程,從基礎課程過渡到專業(yè)課程的承先啟后的橋梁作用。另一方面,本課程所討論的內(nèi)容,主要是通用機械零(部)件的設計和選用方面的基本知識、基本理論和基本方法,所以是一般機械工程技術人員必備的基礎。

二、本課程的性質與任務

本課程是一門培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎課,屬于設計性的課程。本課程的主要任務是培養(yǎng)學生: 1.掌握通用機械零、部件的設計原理、方法和機械設計的一般規(guī)律,具有設計機械傳動裝臵和簡單的機械的能力。

2.樹立正確的設計思想,了解國家當前的有關技術經(jīng)濟政策。3.具有運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱有關技術資料的能力。4．掌握典型機械零件的實驗方法，獲得實驗技能的基本動訓練。5．對機械設計的新發(fā)展有所了解。

三、本課程的教學環(huán)節(jié)及特殊性

本課程的教學環(huán)節(jié)除了(包括自學)外，還應有習題課、討論課、實驗課、現(xiàn)場教學、答疑輔導、設計作業(yè)及課程設計等。雖然課堂教學是一個非常重要方面，但它遠非本課程的全部，因而企圖通過單單學習書本知識就把這門課程學好，最后必將落得一知半解，缺乏實踐能力和設計素養(yǎng)，不能達到本課程的學習要求。這一點，務必提醒每個學生都必須充分注意，并隨時加以警惕。如果學生在作習題、設計作業(yè)和課程設計時，不注意進行理論和技術分析，不認真查閱手冊、圖冊和有關資料；做實驗時不詳細弄清實驗目的、原理、儀表功能及測試方法；在現(xiàn)場教學中不細心觀察零件的結構、材料、制法、工作情況、失效形式和有關機器的運轉性能，就不可能學好這門課程，也不可能成為一個優(yōu)秀的機械設計者。所以學習本課程時必須明確，書本知識固屬重要，但在工程實際中，很少是靠單獨運用書本知識就能正確解決問題的，而是還需掌握一定的經(jīng)驗資料和具備較強的工程判斷能力。因為實際的機械設計問題幾乎都不會只有一個答案的，新理論、新技術、新材料、新工藝以及新的市場信息等，都將使答案發(fā)生變化。所以一定要善于全面分析、綜合協(xié)調、靈活處理，并富有想象力、洞察力、探索精神和創(chuàng)新勇氣，從而對各式各樣的設計問題作出機敏的工程判斷。而這些能力是要靠一系列課程的各個教學環(huán)節(jié)來綜合培養(yǎng)的。本課程應該負擔培養(yǎng)的部分，則是通過前述全部教學環(huán)節(jié)來實現(xiàn)的，決不是單單課堂教學就能奏效。

四、本課程的特點

1.論述機械零(部)件設計時的一般順序及目的

《機械設計》中,除第一篇“總論”是綜合論述本課程的主要內(nèi)容、性質、任務及一般機械設計的共性問題外,以后四篇都是分章論述常用的通用機械零(部)件設計問題。各章內(nèi)容的一般順序是:首先介紹零(部)件的主要類型、構造、功能、材料、制法、標準、優(yōu)缺點、適用場合等基本知識,以便對該章論述的零(部)件有初步的了解,從而為學習設計準備條件。然后論述工作情況、受力分析、應力狀態(tài)、失效形式、設計準則、設計方法與步驟、參數(shù)選擇原則、常用參考資料以及有關注意事項等,以便初步掌握零(部)件的設計理論與方法。最后給出釋義例題(包括典型的工作圖),以便引向設計實踐,并給出若干習題,以便試行運用所學的有關知識、設計理論、設計方法及參考資料,進行初步的設計鍛煉,從而加深與鞏固所學的知識與技能,進一步開發(fā)智力,提高設計能力。這樣就為進行設計作業(yè)、課程設計和某些簡單的機械的設計,準備了必要的條件。

2.機械設計的繁雜性及其對策

由于本課程研究對象和性質上的特點,決定了教材內(nèi)容本身的繁雜性。只有對這一點有較深的認識和充分的思想準備,才能在整個教學過程中加以正確的處理。教材內(nèi)容的繁雜性主要表現(xiàn)“關系多、門類多、要求多、公式多、圖形多、表格多”。形成上述“六多”的主要原因是: 1）由于本課程是建立在前述很多門先修課程的基礎之上的(即“血緣”很雜),因而必須和那些先修課程內(nèi)容時時掛鉤,緊密聯(lián)系，才能把它們綜合地運用來為機械設計服務。這就形成了“關系多”的特點。因此在教學過程中，需要經(jīng)常引導學生回顧檢查自己對各有關先修課程內(nèi)容掌握的程度，并及時復習與深化有關的內(nèi)容，清除學習道路上的障礙，提高學習效率與質量。

2)由于本課程要分門別類地選擇一些典型的通用零(部)件，分章論述(實際上有些章里還包含了幾個獨立的部分)，而各種零(部)件本身都包含著很多類型，所以就形成了“門類多”的特點。為此，教學時要引導學生從各種零件的工作性能和適用場合等方面多作對比，從它們在機器中的功能、相互影響、裝配關系等方面多作分析，找出各零件間的關聯(lián)；更要從設計理論及方法上找出各章之間的共性和特性，要認真分析各個零件之間的內(nèi)在聯(lián)系，特別是要從中總結出某些普遍規(guī)律，以便用來解決現(xiàn)在沒有學到而將來可能遇到的新型零件的設計問題。所以，絕對不應把一個個的零件孤立起來，否則就難免產(chǎn)生內(nèi)容零碎雜亂的感覺。

3)由于設計機械零件時，除了需要滿足強度、剛度、耐久性、工藝性、體積、質量、經(jīng)濟、安全、方便、美觀等一系列一般要求外，有時還要滿足絕緣、抗磁、耐酸、防銹等特殊要求。對于部件還常會提出更多的要求，這就形成了“要求多”的特點。因此，教學時務必引導學生學會善于全面分析比較，權衡輕重，區(qū)別對待?！耙蠖唷笔怯捎谌婵紤]、分別論述的結果，而對于具體的零(部)件，則應該用“具體問題具體分析”的方法來處理。

4)由于本課程是設計性課程，內(nèi)容自應緊密圍繞零(部)件的設計問題。設計包括多方面的內(nèi)容，但其主要部分通常是工作能力設計和結構設計，而工作能力設計一般須進行某些計算(如強度計算、剛度計算、壽命計算、熱平衡計算等)，這就形成了“公式多”的特點。因此，教學時務必引導學生學會徹底搞清公式的性質、使用條件、符號意義及代入單位、計算結果的單位等，然后才能正確應用它們。教材中的公式，有解析性的、經(jīng)驗性的、半經(jīng)驗性的、定義性的等，其中有些是在先修課程里學過的，有些則是新遇到的，還有的是只要求會用而不要求懂得其理論根據(jù)和推導方法的(如零件曲面接觸應力的計算公式是引自彈性力學)。盡管公式很多，但除了一些定義性公式(如許用正應力[σ]=σlim／S；標準直齒圓柱齒輪的模數(shù)m=d／z等)應在理解的基礎上記住外，其余公式只要求能正確使用而不必硬記。

5)由于本課程很多內(nèi)容要用圖形表達，這就必然形成“圖形多”的特點。因此，教學時務必引導學生把所有的插圖一一看懂，并分清哪些是分析圖，哪些是結構圖，哪些是示意圖；哪些是定性的，哪些是定量的；哪些圖(曲線圖)相當于表格(但比表格直觀，可以利用“引出線”直接查找數(shù)據(jù)而不需插算，只是精確性比用表格差些)等等。這樣雖然圖形很多，也就不難對付了。

6)由于設計性課程的教材需要附有為了闡明問題和作簡單習題所必須的最基本資料(其余的則可查閱手冊、圖冊、標準、規(guī)范等)，這就形成了“表格多”的特點。教學時務必引導學生弄清每個表格的適用場合及如何查用，并應注意一些表格下方的“標注”，忽視了這點就會造成查用上的錯誤，甚至帶來嚴重的后果。還應注意觀察與分析表中數(shù)據(jù)的變化情況(遞減還是遞增，中間小還是兩頭小，原因何在)，這會有助于了解有關各量之間的相互影響及概略的變化規(guī)律。

五、本課程要求的學習方法

前面已指出，本課程要起到“從理論性課程過渡到結合工程實際的設計性課程，從基礎課程過渡到專業(yè)課程”的作用，因而必須認清這個“過渡”對學習方法提出的特殊要求。機械設計課程的學習方法,不僅和過去學習公共基礎課時有根本的差別,而且和學習理論力學、材料力學、機械原理等技術基礎課時的方法也大不相同。例如:材料力學由于研究范圍的不同,對于一個受有垂直集中載荷的簡支梁,并不管梁上的載荷是哪個物體(零件)傳給它的,這個物體是怎樣安裝在梁上的,更不要求設計或選擇出兩端所需的支承；機械原理研究一個機構時，只要求確定各個構件的長度，并不要求確定構件的結構形狀、材料、加工方法、強度、剛度、壽命等。但是到了機械設計課，就得解決一系列的實際問題，直到每個零件能夠有效地完成其工作職能，并達到預期的工作壽命。因此，學習機械設計課程時，在學習方法上就面臨著一個新的轉折點，如果仍舊沿用以前的學習方法，那就會輕重倒臵，不得要領。因而如果在學習方法上“轉折”得好，那就會事半功倍，迅速提高聯(lián)系實際分析問題與解決問題的能力。所以學習方法正確與否，是具有重要意義的。

怎樣才能在學習方法上“轉折”得好，關鍵在于是否真正摸清了這門課程的性質。既然機械設計是一門實踐性很強的設計性課程，那就應該除了努力學好課堂教學內(nèi)容外，還要認真學好各個實踐性教學環(huán)節(jié)的內(nèi)容，并注意把主要精力用于鉆研零件的結構、選材、制法、標準、規(guī)范、適用場合、工作情況、受力及應力狀態(tài)、失效形式及其機理、設計準則、設計方法與步驟，以及可能出現(xiàn)的問題與對策上，而對公式的推導、經(jīng)驗數(shù)據(jù)的取得、某些曲線的來歷等，只需作一般的了解，不必反復深鉆，以免偏離重點。譬如在學習過程中，在適當?shù)臅r候到實驗室去親手拆裝一臺較簡單的機器或一個完整的部件(例如減速器),詳細了解一下它的構造、功能、機構、零件、材料、毛坯、加工、裝配、潤滑、密封、運轉、維護等，就會幫助學生較全面地了解這門課程，抓住較好的學習方法。教學時務必告訴學生。

最后，還要特別向學生提醒兩點：

一是必須明確，設計決非只是計算，計算雖也重要，但它只是為結構設計提供一個基礎，而零件、部件和機器的最后尺寸和形狀，通常都是由結構設計取定的，計算所得的數(shù)字,最后往往會被結構設計所修改。結構設計在設計工作量中一般占較大比重，因而必須給予足夠的重視。

二是必須明白，教材中給出的例題或某個零件的設計步驟及結果，僅為表明如何運用基礎知識和經(jīng)驗資料去解決一個實際問題的范例，而不是唯一正確的答案或一切設計方法的終結；論述某個零件的設計方法和步驟，決非僅僅為了使學生學會那個零件的設計，而是為了培養(yǎng)學生掌握這些“武器”,從而具備設計各種有關零件的能力。

《機械設計》教案

第一章 緒論

一、本章的主要內(nèi)容、特點及教學要求

本章主要內(nèi)容是：機器的作用，組成機器的基本要素（零件）；零件的概括分類；零件（局部）與機器(總體)的關系；機械設計的主要內(nèi)容及處理有關矛盾的原則；本課程的內(nèi)容、性質與任務。

本章的特點是：它既是本課程的序幕，又是本課程的總綱。因而它的內(nèi)容要貫穿全課程的始末，并涉及本課程的前后關系。講好緒論課對搞好該門課程的教學工作是至關重要的,必須予以高度重視,做好充分準備,保證把緒論講好

根據(jù)教育部<<機械設計課程教學基本要求>>和我院制定的《機械設計教學大綱》,本章的教學要求為: 1）明確《機械設計》在國民經(jīng)濟建設中的重要作用； 2）弄清機械零件設計在機械設計中的地位；

3）了解本課程的內(nèi)容、性質、特點、與先修及后續(xù)課程之間的關系，以及相應的學習方法，從而對整個課程獲得一個鳥瞰。

4）使學生對機械設計學科的發(fā)展前沿有所了解。

總的來說，本章的教學要求就是要使學生搞清楚“為什么學？”、“學什么？”和“如何學？”這三大問題，并樹立起學好本課程的決心與信心。

二、本章重點及難點

本章重點，一是機器的主體及其基本組成要素和機械零件的分類，機械零件（局部）和機器（總體）的關系；二是本課程的內(nèi)容性質與任務。

本章難點是，除了掌握本章的基本內(nèi)容之外，還應結合本課程的性質與特點，積極探索具有針對性的學習方法。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排1個學時。另外,在課外應再組織學生參觀一些實際機械如印刷廠的印刷機、切紙機、零件陳列室的實物模型等。通過現(xiàn)場教學使學生從感性上進一步了解本課程研究的對象和內(nèi)容,體會學習本課程的目的,并進一步調動他們學習本課程的興趣和積極性.第二章 機械及機械零件設計概要

一、本章主要內(nèi)容、特點及教學要求

本章內(nèi)容概括起來講可分為兩部分：

第一部分是關于及其總體設計的概述，包括§2-

1、§2-2及§2-3三節(jié)。第二部分是關于機械零件設計的概述，包括§2-4及以后的各節(jié)。

本章特點在于從機器設計的總體要求出發(fā)，引出與機械零件設計有關的一些原則性問題。這些問題，例如設計機器的一般程序、機械零件失效形式、零件的設計要求、計算準則、設計方法、設計步驟及材料選擇等，始終貫穿在本書以后的各章中。在講授本章時，由于學生還沒有接觸到各個具體零件的設計內(nèi)容，所以不大容易較為深刻地掌握本章的內(nèi)容，也無法和以后的各章建立聯(lián)系。

本章的教學要求：

首先就是要從總體上建立起機器設計，尤其是機械零件設計的總括性的概念，即從機器的總體要求出發(fā)，引出對機械零件的要求，根據(jù)零件的失效形式，擬定出設計準則，在選擇出適用的材料后，按一定的步驟，用理論設計或經(jīng)驗設計的方法，設計出機械零件來。這個過程的系統(tǒng)性是很嚴密的。它對以后各章的學習都具有提綱挈領的作用。其次，要掌握對機器和機械零件的基本要求。這些要求不管列出多少條，從本質上講卻只有兩條，第一是提高機器總體效益；第二是避免失效。第一條要求是相對的，隨著科學技術的發(fā)展，對總體效益的要求總是不斷變化的。第二條要求卻是最基本的。即在達到設計壽命前的任何時候，對機器和零件總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節(jié)的教學中，不斷的結合各章的具體分析來逐步加深。

二、本章重點及難點

本章重點是與機械零件設計有關的幾節(jié)。本章的難點不在于各節(jié)的具體內(nèi)容，而在于對各節(jié)的內(nèi)容要從總體上以及它們的相互聯(lián)系上予以理解，了解各節(jié)之間在邏輯上的相互關系。本章的難點還在于本章的內(nèi)容非常原則而不具體，它的具體化要在以后的各章中才能體現(xiàn)。

1．機器的組成（§2-1）

本節(jié)概括的介紹了一部機器的組成情況。教學時要注意到，不管是機器的基本組成部分，還是其余部分，都包含有由機械零、部件構成的機械系統(tǒng)。即使在今天高科技時代，高水平的機電一體化機器，其任何部分，包括控制系統(tǒng)在內(nèi)，也都離不開機械。這一點，一定要牢牢記住。

2．設計機器的一般程序（§2-2）

本節(jié)從最一般的概念上介紹了一部機器的設計程序。必須說明，本課程并不能負擔起關于整部機器一般設計程序所涉及的所有問題的研究任務。機器的設計程序已成為一門新的專業(yè)課程。該章對機器的設計程序僅作一般的簡略介紹，其目的除了使學生對機器設計過程有一個總體概念以外，還在于著重說明零件和部件設計在整部機器中所占的地位及其重要性。本門課程主要服務于機器設計程序中的技術設計階段。讓學生仔細地閱讀教材第7頁上“

（三）技術設計階段”的內(nèi)容。不可展開講。

3．對機器的主要要求（§2-3）

本節(jié)是為了能從其中引出對零件的基本要求而設的。對機器的要求在很大程度上是要靠零件滿足設計要求來保證的。

4．機械零件的主要失效形式（§2-4）

本節(jié)介紹的僅為零件失效形式的主要類型，是從完成零件技術功能的觀點來定義失效的，并不涉及社會經(jīng)濟分析問題。事實上，隨著科學技術的進步，有時有些機械零、部件甚至整部機器雖然沒有出現(xiàn)教材中所列舉的任何一種失效形式，但由于它們已不能適應技術發(fā)展的需要而必須予以淘汰或報廢。從廣義上講，這也是一種失效形式。

5．設計機械零件時應滿足的基本要求（§2-5）

本節(jié)所提出的五項基本要求中，避免在預定壽命期內(nèi)失效的要求和結構工藝性要求是最主要的；經(jīng)濟性和質量小得要求是不言而喻的；可靠性要求是隨著機器越來越復雜而]提出的新要求的。

對于強度，要明確強度既與零件的斷裂有關，也與零件的不允許的殘余變形有關。這和以后選擇零件材料的極限應力有密切聯(lián)系。

對于剛度，要明確它涉及到的是零件的彈性變形，不能把它和殘余變形相混淆。

對于壽命，要注意主要制約壽命的技術因素是疲勞、腐蝕、和磨損。對于高溫下工作的機器及其零部件，或者對于工程塑料零件，蠕邊變形也是影響壽命的一個因素。

本課程是討論通用機械零件設計問題的，所以只列舉了前三個因素。結構工藝性要求是應給予足夠重視的一個基本要求。要讓學生正確理解和掌握結構工藝性的要求，必須熟悉從毛坯生產(chǎn)到最后使用的全過程的有關工藝知識。此外，在機械設計工作中，從工作量上來說，處理結構工藝性的問題所花費的精力也是相當可觀的。學生在學習本課程時，工藝知識還不夠全面，因而要特別強調這一要求。6．機械零件的計算準則（§2-6）

強度、剛度、壽命及振動穩(wěn)定性各準則，與先修的力學課程密切相關，比較容易理解。

關于零件的靠性，可以從不同的失效模型研究，得到不同的可靠度規(guī)律。本章所述的指數(shù)規(guī)律，是在不具體考察零件失效的原因，而只從失效的表現(xiàn)來研究零件的可靠性時所采用的規(guī)律。

式（2-6是一個概括性很強的公式，隨著失效率λ的函數(shù)形式的不同，可以得到多種不同的可靠度變化規(guī)律。對于它的理解應當是：

a)隨著工作時間的延長，零件的可靠度R總是逐漸降低的。這個概念是符合于常識的。從數(shù)學上看，零件的失效率λ總是一個正值。

b)失效率和可靠度之間既有嚴格區(qū)別又有相互聯(lián)系，失效率越高，則在某一固定時刻的可靠度也就愈低?？煽慷瓤偸菚r間的函數(shù)，而失效率卻既可以是時間的函數(shù)，也可以不是時間的函數(shù)而為某一常數(shù)。因此，說可靠度，必須同時指明工作壽命。兩個零件的可靠度只有在同一壽命下才是可比的。

兩次失效件的平均工作時間（MTBF）通常是用統(tǒng)計的方法來確定的。7．機械零件的設計方法（§2-7）

本節(jié)從設計方法的類比來討論設計方法，而不是各種設計方法的具體細節(jié)內(nèi)容。不同零件的設計方法有不同的不表現(xiàn)形式，這在以后各種零件設計的有關章節(jié)中再行討論。

本節(jié)提出常規(guī)設計方法和現(xiàn)代設計方法兩個大類別。不能誤解為有了現(xiàn)代設計方法，常規(guī)的設計方法就是過時了或不需要了?，F(xiàn)代設計方法是在新的設計思想以及有了現(xiàn)代的設計技術物質手段的條件下，由常規(guī)設計方法發(fā)展而來的，在必要時用來彌補常規(guī)設計方法的不足，但它并不能完全取代常規(guī)設計方法，因為現(xiàn)代設計方法本身是離不開常規(guī)設計方法的。例如優(yōu)化設計方法中很多約束條件就是要依靠常規(guī)設計方法來建立。所以要擺正這兩種設計方法件的關系。學生們一般對理論設計方法易于接受，但對經(jīng)驗設計方法卻往往不予重視。經(jīng)驗設計“是很有效的設計方法”。所謂經(jīng)驗，總會隨著社會的不斷發(fā)展而不斷積累，經(jīng)驗并不總是陳舊的、過時的東西。相反，它恰恰是在理論還不成熟時，用來解決各種問題的一種可靠的方法。后面各章中就有不少經(jīng)驗設計的內(nèi)容，很多經(jīng)驗數(shù)據(jù)也可以廣義理解為經(jīng)驗設計的內(nèi)容，從這一意義上來說，理論設計也是離不開經(jīng)驗設計的。

模型實驗設計是在理論設計知識還不完備，原有的經(jīng)驗又不足以解決設計問題時，人們獲取新經(jīng)驗和發(fā)展新理論的一種設計方法。8．機械零件設計的一般步驟（§2-8）

本節(jié)只勾劃出零件設計步驟的一個輪廓。在實際運用時，由于所掌握的已知條件的多寡不同，它會有相當?shù)撵`活性。例如，有時可先做結構設計，然后根據(jù)計算準則進行必要的驗算。有時還可能要反復地進行若干步驟的工作。

9．機械零件材料的選用原則（§2-9）

由于后續(xù)各章將會對各種零件常用的材料作具體介紹。所以本節(jié)只重點說明材料的選用原則。選用材料的前提是對材料性能（包括機械、物理和工藝性能）以及經(jīng)濟性的全面了解。選用材料的基本方法，是在分析與總結已有的成功地使用經(jīng)驗及選材不當?shù)慕逃柕幕A上，結合對材料的了解，全面衡量，妥善取定。

10．機械零件設計中的標準化（§2-10）

標準化是設計工作中的一個重要的內(nèi)容，要在熟悉現(xiàn)行的各種有關標準的前提下，在設計中運用和遵守標準。標準是人制訂的，是為設計工作服務的。

可以把各種設計標準分為兩類：一類是在設計中可以靈活處理的，例如直徑標準、長度標準等；另一類通常是要嚴格遵守的，例如螺紋尺寸標準、齒輪模數(shù)標準等。雖然如此，在某些特定條件下，這類標準也可以不予遵守，例如在航空航天工業(yè)中，由于部件的尺寸及質量的大小需要嚴格限制，也不乏采用非標準齒輪模數(shù)的情況。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排2學時。以課堂講授和板書表達為主，注意條理化。

第三章 機械零件的強度

一、本章主要內(nèi)容、特點及教學要求

強度準則是最重要的設計準則。本章把各種零件強度計算的共性問題集中到一起，略去零件的具體內(nèi)容，而突出闡述強度設計計算的基本理論和方法。以后各章中各種強度的計算方法從本質上來講都是一樣的。不同零件的強度計算公式在形式上的不同，僅來源于零件本身的特殊性，以及設計工作中沿用的一些慣例，而不是強度計算方法的原則有什么不同。

本章的教學要求：

1．了解疲勞曲線及極限應力曲線的來源、意義及用途，能從材料的幾個基本機械性能(σ0，σs，σ-1)及零件的幾何特性，繪制零件的極限應力簡化線圖。

2．學會單項變應力時的強度計算方法，了解應力等效轉化的概念。3．了解疲勞損傷累計假說（Miner法則）的意義及其應用，認識到以應力和以載荷計算的情況系數(shù)之間的聯(lián)系及差別。

4．學會雙向變應力時的強度校核方法。5．會查用附錄中的有關線圖及數(shù)表。

二、本章重點、難點及注意事項

1．§3-2疲勞曲線內(nèi)容

絕大多數(shù)通用零件都是在變應力下工作的，因此，各式各樣的疲勞破壞是通用零件的主要失效形式。

1）式（3-1）式描述疲勞曲線右側（CD）部分的一種公式。除該式以外，在專門討論疲勞強度的文獻中還會看到其它形式的公式。但式（3-1）式有關公式中形式最簡單、參數(shù)最少（只有m和C兩個）、又能滿足工程計算的精確性要求，并且應用起來最為方便的公式，所以在設計中應用最廣泛。

2）教材圖3-3上N0和ND是兩個不同的循環(huán)次數(shù)。N0是人為規(guī)定得值，所以在不同的文獻中，其值常有差異。而ND是隨著材料所固有的性質的不同，通過實驗來確定的一個常數(shù)。由于試驗技術上的原因，各文獻上對同一材料所介紹的ND值也往往有所不同。這主要是因為試驗條件及方法不同所致。

在本節(jié)中，主要的是要知道N0和ND在定義上是不同的，至于它們的具體數(shù)值，在以后各章節(jié)中用到時都會給出的。順便提一下，對于中碳鋼一類的材料，在拉壓、彎曲和扭轉條件下，由于ND的值不很大，所以常常以ND值作為N0值，即N0=ND。

2．§3-2極限應力線圖

要得到疲勞強度計算時的極限應力線圖，應當在各種不同應力循環(huán)特性r條件下進行材料的疲勞試驗，先求出各不同的r時的疲勞曲線。然后，根據(jù)這些不同的疲勞曲線，得到很多個對應于不同循環(huán)特形式的材料的疲勞極限σrn。利用這些σrN才能在σa-σm坐標上繪制出材料的極限應力線圖。這是一條曲線，即圖3.1上ADB曲線?？墒且玫竭@一條曲線，需要耗費驚人的物力及時間。因此，人們提出只利用很少的幾個試驗數(shù)據(jù)來近似地求得在工程應用上足夠精確的極限應力曲線的方法。

圖3.1所示的材料的極限應力圖，是用光滑的(無應力集中源的）、標準尺寸的試件通過試驗的方法求出的，曲線A′D′B為極限應力曲線。為了便于計算，可用A⌒D近似地代替AˉD（由圖可知，這樣簡化，誤差很小，但計算公式大大簡化）；對于塑性材料承受靜應力時，其極限應力為屈服極限σs，故可用CG來表示其極限應力線（注意CG上任一點所代表的極限應力均為σmax=σa+σm=σs）；再將AD延長到G＇,與CG＇交于G＇。經(jīng)過這樣的簡化，就得到了A＇D＇G＇和G＇C兩條分別對應于變應力及靜應力情況下的極限應力線。這就是圖3-4所示的材料的簡化極限應力圖。

教材圖3-5是用有應力集中源的試件作實驗求得的簡化極限應力線圖。有應力集中源的試件中的應力是按照公稱（名義）應力來計算的，即根據(jù)截面尺寸不考慮應力集中作用來計算應力的。由于有應力集中源，致使試件在N0循環(huán)時發(fā)生破壞的試驗載荷要比無應力集中源試件的破壞載荷低得多，因而求得的公稱應力值就低得多。根據(jù)試驗數(shù)據(jù)，人們發(fā)現(xiàn)A′和A以及D′和D點的縱坐標的比值基本上都等于Kσ。因此，彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)Kσ只是在相同平均應力條件下，材料的與零件的極限應力幅的比值。這個意思在不少的書籍中表述為：綜合影響系數(shù)只對應力幅有作用，對平均應力不發(fā)生影響。這就是式(3-7a)所表達的意思。（3-7a）的“試件受循環(huán)彎曲應力時的材料特性”φσ，其含義就相當于某種材料能把所承受的彎曲平均應力轉化成等效的彎曲應力幅的一種特性，所以也叫做“彎曲平均應力轉化系數(shù)”，亦即彎曲應力的平均應力部分被它乘了之后，就具有與彎曲應力的應力幅同等的疲勞損傷作用了。這個轉化可以用圖3..2來說明。不過，這樣的分析是以應力的循環(huán)特性不變的工作情況為前提的。

由圖可見，圖a中的單向不對稱循環(huán)變應力，可以分解為圖b所示的平均應力。圖c的平均應力又可等效轉化為圖d所示的對稱循環(huán)變應力了。因此，這個應力的轉化過程也可以叫做不對稱循環(huán)變應力的等效轉化。這個應力等效轉化的概念，就是把的工作應力，轉化成在強度上具有等效影響的對稱循環(huán)變應力。式(3-10)是各種文獻中計算彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)kσ的公式的一種。除此以外，還有其它的kσ的表達式。kσ的計算式是人們根據(jù)經(jīng)驗擬合的，也就是說它是該書的作者根據(jù)自己的經(jīng)驗和認識提出的，而不是一個理論公式。不同資料不得混用。

3.§3-2單向穩(wěn)定變應力時機械零件的疲勞強度計算

單向穩(wěn)定變應力雖然在實際的機械零件中是較少遇見的工作狀況，但它的計算方法卻是疲勞強度計算的基礎。這是因為人們所知道的材料抗疲勞破壞的機械性能——σ-1或σ0是在實驗室中按照單向穩(wěn)定變應力的工作狀況用試驗方法決定的緣故。因此本節(jié)內(nèi)容非常重要。

我們用平均應力σm和應力幅σa作為描述變應力的一對參量。這等效于用σmaxσmin和r中的任何兩個作為參量的描述方法。

首先要明確的是：在一個已知的工作應力點（σm,σa）條件下，由于零件中應力變化規(guī)律的不同，可以求出對應于此工作應力點的無數(shù)個極限應力，即極限應力曲線上任何一個點所代表的極限應力都有可能作為該工作應力的極限應力。對于基本的典型的應力變化規(guī)律，可以列出r=C, σm=C及σmin=C這三種情況下的極限應力計算方法。其次，零件在任一種應力變化規(guī)律下，都有可能出現(xiàn)靜應力破壞或疲勞破壞的情況。到底哪一種破壞更易于發(fā)生，則取決于應力變化曲線首先和極限應力曲線的那一段相交。如首先和AG部分相交，就說明零件將會首先發(fā)生疲勞破壞；如和GC部分相交，則首先會發(fā)生靜應力破壞。由此道出不同的疲勞強度校核公式。

4．§3-2單向不穩(wěn)定變應力時疲勞強度計算

單向不穩(wěn)定變應力時強度計算的依據(jù)是疲勞損傷累計假說，即式（3-26）。有些文獻上把它叫做Palmgren-Miner假說，或者簡單的叫做邁納爾（Miner）法則。這是一個基于能量觀點的假說。該假說認為材料發(fā)生疲勞破壞，是材料上所作用的外力對材料所作的功積累到一定值時的必然結果，并認為同等的變應力中每一應力循環(huán)都做同樣的功，都對材料起同樣的損傷作用。因此，設該變應力循環(huán)N次使材料發(fā)生疲勞破壞，則每一應力循環(huán)中外力所作的功就是引起破壞的總能量1，這個值就是一次循環(huán)的損傷率。雖然Miner法則在許多試驗條件下與試驗的N數(shù)據(jù)不能很好的吻合，但作為概念，它還是反映了總和損傷率的統(tǒng)計關系。因此，就工程計算精確性的意義上來說還是可用的。

式（3-30）中的應力情況系數(shù)Ks的作用，是把對稱循環(huán)的不穩(wěn)定變應力（圖3.3a）轉化為等效的對稱循環(huán)穩(wěn)定變應力。至于轉化成具有什么參數(shù)的穩(wěn)定變應力，雖然可以在各級不穩(wěn)定變應力中任選一級變應力作為典型應力，但實用上通常是選擇其中絕對值最大且作用時間也較長的一級變應力作為典型應力。對于那些在零件整個工作壽命中循環(huán)很少次數(shù)的峰值過載應力，只要它通過了靜強度計算，一般不作為典型應力。公式中以σ1作為選取的典型應力值，其它各級變應力都向σ1等效轉化為相當于對稱循環(huán)N’次的穩(wěn)定變應力σ1（圖3.3b），然后合并起來最后折算成ksσ1為應力幅的對稱循環(huán)變化N0次的穩(wěn)定變應力（圖3.3c）。所以，安全系數(shù)計算值Sca及強度條件就應當為Sca=(σ-1/ksσ1)≥S。這就是教材中的式(3-31)。

如果原來作用的是不對稱循環(huán)的不穩(wěn)定變應力時,就先對各級應力的乘以,再加上該級的應力幅,把各級不對稱循環(huán)變應力等效對稱化,然后再用系數(shù)進行等效穩(wěn)定化.這樣就可以當作對稱循環(huán)穩(wěn)定變應力來處理.式(3-32)中的載荷情況系數(shù)與的意義相同,只不過是施加于變載荷(使之轉化為等效的穩(wěn)定載荷)情況下的系數(shù)而已.5.§3-2雙向穩(wěn)定變應力時的疲勞強度計算

雙向穩(wěn)定變應力時的計算依據(jù)是圖3-12及式(3-33).式(3-33)是用于同相位對稱循環(huán)的彎曲和扭轉變應力聯(lián)合作用的情況.對于一般的平面應力狀態(tài),可以應用最大切應力理論進行強度計算.事實上,式(3-33)就是彎曲、扭轉聯(lián)合作用下最大且應力理論也是大致符合于試驗結果的.6．對§3-3機械零件接觸強度的說明

和所有其它條件下的強度一樣，接觸強度計算也包括接觸應力的計算、極限應力與許用應力的確定以及強度條件的校核三部分。

極限應力與許用應力的確定，就是根據(jù)試驗數(shù)據(jù)來確定接觸疲勞極限，然后再根據(jù)使用經(jīng)驗確定安全系數(shù)，從而計算出許用應力。應當特別指出，用試驗方法求接觸疲勞極限時，由于試驗條件的不同，可能有純滾動及滾動帶滑動兩種情況。同樣的材料在這兩種條件下得到的接觸疲勞極限值是有不小的差別的。

接觸應力的分析必須借助于彈性力學的方法。對于大多數(shù)工程專業(yè)的大學生來說，在學機械設計課程以前是不會安排彈性力學課程的。因此，對這個公式，只要會使用就可以了。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排4個學時。以多媒體手段和板書推導相結合來共同完成該章的教學任務。

第四章 摩擦、磨損及潤滑概述

一、本章主要內(nèi)容、特點及學習要求

1．主要內(nèi)容

本章主要內(nèi)容是對摩擦學所研究的主要對象（即摩擦、磨損和潤滑的基本問題）作簡單扼要的介紹，重點在于闡述摩擦和磨損的分類與機理，形成油膜的動壓和靜壓原理，以及彈性流體動力潤滑的基本知識。

2．特點

因本章涉及的內(nèi)容較廣，為了使讀者對摩擦學有一個概括的了解，因而本章包含的內(nèi)容是較多的。這里只要求搞清概念，而無需做更深的探討。

3．教學要求

1）明確摩擦學所包含的主要內(nèi)容、研究對象及發(fā)展摩擦學的重要經(jīng)濟價值。2）對于干摩擦、邊界摩擦、混合摩擦、流體摩擦的機理與物理要有扼要的了解。

3）初步了解磨損的一般規(guī)律（即磨損曲線）及各種磨損（粘附磨損、磨粒磨損、疲勞磨損、沖蝕磨損、腐蝕磨損和微動磨損）的機理和物理特征。

4）了解潤滑的作用及潤滑劑（油、脂）的主要指標。

5）掌握流體動力潤滑的基本概念及楔效應承載原理，而對于彈性流體動力潤滑和流體靜力潤滑只需有一個初步了解即可。

二、本章重點、難點及注意事項

1．本章重點為：1）各類摩擦的機理與物理特征；2）各類磨損的機理與物理特征；3）流體動力潤滑的基本原理。

2．本章難點為楔效應承載理論及彈性流體動力潤滑原理。3．本章內(nèi)容分析及學習注意事項 1）概述部分

本部分應了解摩擦學所包含的主要內(nèi)容和研究對象，以及摩擦、磨損與潤滑之間的有機聯(lián)系。明確摩擦是因其能量損耗的主要原因，磨損是造成零件失效和材料損耗的主要原因，而潤滑則是減小摩擦和磨損的最有效的手段。隨著科學技術的發(fā)展，材料和能源的節(jié)約日益重要，因此形成了一門新興的學科—摩擦學。它是研究相對運動中相互作用者的表面工作情況的科學和技術。

2)講授§4-1“摩擦”一節(jié)內(nèi)容時應注意的問題

本節(jié)所討論的摩擦，不是先修課程內(nèi)容的簡單重復，而是更著重于摩擦的機理和物理本質。學習時要注意了解各種摩擦的機理及其狀態(tài)。

①干摩擦 關于干摩擦的理論，主要有機械嚙合理論、分子機械理論、靜電力理論的粘附理論。目前認為粘附理論對金屬摩擦在宏觀上提出了最滿意地解釋。

用粘附理論，結合試驗結果，證明了經(jīng)典摩擦定律的正確性，得出了干摩擦時的摩擦力與表觀接觸面積無關而與載荷成正比的結論[見教材第四章公式（4-2）及（4-3）]。

重點弄清以下概念：

a）簡單粘附理論認為真實接觸面積Ar取決于軟金屬的壓縮屈服極限σSy和法向載荷Fn。但這一結論有一定的局限性。修正粘附理論認為真實接觸面積是與金屬材料的塑性變形決定的。這是考慮在有摩擦的情況下，由于接觸區(qū)同時作用有法向應力及切應力，并假設當最大切應力達到臨界值時，材料發(fā)生屈服。因此，真實接觸面積Ar應該是考慮法向載荷的影響所得到的接觸面積與摩擦力產(chǎn)生的面積增量之和。

b)簡單粘附理論指出摩擦系數(shù)f=τB/σSy,其中τB、σSy皆指兩金屬中較軟者的應力。對于大多數(shù)金屬，比值τB/σSy均較接近，因而各種金屬的摩擦系數(shù)相差很小。文獻[12]對此的解釋，認為是由于當兩種硬金屬發(fā)生摩擦時，其τB及σSy都較高而真實接觸面積Ar卻很小，當軟金屬對硬金屬摩擦時，其τB及σSy都較低而Ar卻較大的緣故。事實上，將按簡單理論算得的摩擦系數(shù)絕對值與通過試驗側得的數(shù)值作一比較，就可以證明它是不完全的。修正后的粘附理論是一種較符合實際的理論，雖然它仍以簡單理論的模型為根據(jù)并作了若干假設，但它卻能解釋不少的摩擦現(xiàn)象。②邊界摩擦 首先應該了解邊界摩擦的性質，即這種摩擦特性主要取決于潤滑油和金屬表面的化學性質，其特征就在于相對滑動的兩金屬表面上形成了邊界膜。

進而應搞清楚物理吸附膜、化學吸附膜和化學反應膜形成的機理和特點。明確前兩種邊界膜的潤滑性能稱為潤滑油的油性，后一種則叫極壓性。

因為純粹的邊界摩擦只是在理想的光整表面間才能實現(xiàn)，而這種理想的光整表面實際上并不存在，因此不可能有純粹的邊界摩擦。實際上，我們所說的邊界摩擦都是邊界摩擦與干摩擦的混合。例如，當兩摩擦表面間的間隙很小或機器起動機停車時，均會出現(xiàn)這種摩擦狀態(tài)。

③混合摩擦 首先應了解產(chǎn)生混合摩擦的條件，明確混合摩擦是一種兼有干摩擦、邊界摩擦和流體摩擦的平均性質的摩擦。例如，在滑動軸承中當軸頸滑動速度不足或潤滑不足，而載荷過大時，便可產(chǎn)生這種混合摩擦（如內(nèi)燃機的連桿銷、十字滑快銷和活塞銷等）；甚至正確設計和計算能達到流體摩擦的軸承在啟動、停車及在磨合時間內(nèi)也不可避免的會產(chǎn)生混合摩擦；此外，如在油中有硬質顆粒，其尺寸超過了油膜厚度，也會發(fā)生混合摩擦。

如何評定混合摩擦時表面微觀峰尖與油墨分擔載荷的情況，教材中介紹了膜厚比公式（4-1），即λ=hmin/(Ra1+Ra2),它表示隨著λ的增加，油膜所承擔的載荷也增加。這是一個主要用于定性，且可粗略用來定量的公式，可供設計是確定摩擦狀態(tài)的參考。

④流體摩擦 本小節(jié)中，對液體摩擦只作為一種摩擦狀態(tài)來介紹，沒有涉及一些理論分析問題，因而只需掌握兩點：a）由于流體摩擦時摩擦面件的油膜厚度足夠大（λ>5），油分子大都不受金屬表面的吸附作用的支配而能自由移動，摩擦表現(xiàn)為油的粘性；b)形成流體摩擦是有一定條件的。

3）講授§4-2“磨損”一節(jié)內(nèi)容時應注意的問題

①首先應對機件磨損的普遍規(guī)律（及圖4-6所表示的磨損曲線）有一個初步的認識，從而明確設計者的職責在于采取措施，力求縮短磨合期，延長穩(wěn)定磨損期，推遲劇烈磨損期的到來。

②教材中所討論的五種形式的磨損，主要根據(jù)J.T.Burwell提出的分類方法。對這五中磨損形式的機理，讀者應有一個概括性的認識。其中，粘附磨損、磨粒磨損和疲勞磨損是應掌握的重點。對腐蝕磨損、沖蝕磨損以及復合形式的磨損（即粘附、磨粒、疲勞和腐蝕磨損形式的復合）—微動磨損則只需有個基本概念即可。

順便指出，這些磨損形式可隨工作條件的變化而轉化。對于通常的機械摩擦副，主要是隨相對滑動速度和載荷的變化而變化。

③這幾種磨損形式中的粘附磨損、磨粒磨損及疲勞磨損，在以后分析齒輪傳動、蝸桿傳動、滑動軸承和滾動軸承的失效形式時均會碰到，因而要善于把三種磨損形式的機理和有關基本概念與以后有關章節(jié)中所講到的零件具體的聯(lián)系起來，以便進一步深化概念。

4）講授§4-3“潤滑劑和潤滑方法”一節(jié)時應注意的問題 ① 首先應對潤滑的作用，潤滑劑的種類有一個初步的了解

② 對于潤滑油、潤滑脂的主要質量指標這一小節(jié)中，重點是潤滑油，對潤滑脂只作一般了解即可。

潤滑油的諸質量指標中，重點要了解粘度指標，明確潤滑油是牛頓液體，油的粘度是流體潤滑中極為重要的一個因素。對常用的粘度單位（動力粘度、運動粘度、條件粘度）的定義、量綱及不同粘度單位的相互換算方法應能掌握，并對潤滑油的粘-溫特性、粘-壓特性有一個初步概念。

關于其它指標，只需建立一個印象，以便需要時查閱有關手冊。

③ 潤滑油、潤滑脂的添加劑種類很多，主要了解添加劑的作用，特別是油性添加劑、極壓添加劑對提高潤滑油邊界膜的強度所起的作用。

④ 潤滑油或潤滑脂的供應方法在設計中是很重要的，最好能結合生產(chǎn)實際掌握這一部分內(nèi)容。

5）流體潤滑原理這一節(jié)（§4-4）中，流體動力潤滑時學習本門課程時需掌握的一個重要內(nèi)容。學習流體動力潤滑時，主要在于搞清兩滑動表面間動壓油膜的形成原理。對彈性流體動力潤滑這一部分內(nèi)容只要求建立一個初步的概念。這部分內(nèi)容寫的比較概括，為便于理解，這里作一些簡單的補充說明。

彈性流體動力潤滑理論是計入了高壓下油的粘-壓特性在流體動壓油膜形成中所起的重要作用，以及引起接觸區(qū)材料彈性變形的壓力與流體動力潤滑油膜壓力的相互關系。例如，對于某些做相對滾動或滾動-滑動的兩個受潤零件，載荷的傳遞是通過零件的局部接觸來實現(xiàn)的（如外嚙合齒輪的輪齒之間，滾動軸承的滾動體與套圈之間，凸輪與從動件之間等）。因為局部壓力很高，這時接觸區(qū)的局部彈性變形量與油膜厚度差不多具有同樣的數(shù)量級，因而都不能予以忽略。在這種載荷條件下，接觸體的局部彈性變形構成立了受潤零件間的油膜形狀，而這個油膜形成的流體動壓力又起到使接觸體產(chǎn)生彈性變形的作用，它們之間相互影響，互為因果，這就構成了彈性流體動力潤滑理論的研究內(nèi)容。

兩個受潤零件是否能形成彈性流體動力潤滑，不僅要看局部受載的大小和形成流體動壓油膜的所需的條件如何，而且還取決于接觸體材料的彈性和油的粘-壓特性。彈性流體動力潤滑理論的研究目的是根據(jù)這種理論來求出高副接觸處的最小油膜厚度。

根據(jù)對彈性流體動力潤滑理論進行的大量計算結果，發(fā)現(xiàn)了如下的普遍規(guī)律： a)在靠近接觸區(qū)口處突然出現(xiàn)第二峰值壓力（見圖4-18）。第二峰值壓力不可忽視，因為它的數(shù)值很大而范圍極窄，可能產(chǎn)生很高的表層下的應力，從而導致零件的點蝕破壞。

b)在出口處的油膜厚度出現(xiàn)一種縮頸現(xiàn)象，使得hmin比接觸區(qū)平行部 的油膜厚度h0小25%，這可解釋為，當油從高壓接觸區(qū)排出后就迅速擴散開，壓力便急劇下降，此時要保持流動的連續(xù)性，通道截面（即油膜厚）即必須減小，因而形成了這一油膜局部收縮現(xiàn)象。

c)為了實現(xiàn)彈性流體動力潤滑，必須計算其膜厚比是否能滿足要求。關于流體靜力潤滑只需了解其原理與流體動力潤滑的本質區(qū)別即可。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排2個學時。以多媒體手段結合掛圖為主來共同完成該章的教學任務。

第五章 螺紋聯(lián)接和螺旋傳動

一、本章主要內(nèi)容、特點、及教學要求

1．本章主要內(nèi)容包括兩部分：第一部分為螺栓聯(lián)接的設計，包括螺栓聯(lián)接的預緊、強度計算、螺栓組結構設計、受力分析及提高聯(lián)接強度的措施；第二部分為滑動螺旋傳動的設計計算方法。

2．本章特點是內(nèi)容包括螺紋聯(lián)接和螺旋傳動兩個部分。前者屬于聯(lián)接，后者屬于傳動。二者在內(nèi)容上雖有一定的聯(lián)系，但在設計要求上卻有很大的差別。3．本章的教學要求

1）對于螺紋聯(lián)接的基本知識（§5-1～§5-4），應了解螺紋及螺紋聯(lián)接的類型、特性、標準、結構、應用場合及有關的防松方法等，以便在設計時能夠正確的選用它們。

2）對于螺紋聯(lián)接設計及強度計算部分（§5-5～§5-7），應掌握其結構設計原則及強度計算的理論與方法，能正確進行螺拴組的受力分析，能較為合理的設計出可靠的螺栓組聯(lián)接。

3）對于螺旋傳動部分，主要是掌握螺旋傳動性能（效率、自鎖等）對螺紋選型的要求及主要零件（螺桿、螺母）的設計計算方法，并通過一種基本類型—螺旋起重器的設計，了解滑動螺旋傳動的主要設計過程。

二、本章重點、難點、及注意事項

1．本章重點有兩個：其一是各類不同外載荷情況下，螺栓組中各螺栓的受力分析；其二是螺栓聯(lián)接的強度計算，尤其是承受軸向拉伸載荷的緊螺栓聯(lián)接的強度計算。

2．本章中較為復雜的問題是承受傾覆力矩的底板螺栓組聯(lián)接的設計。實用中，常把這種螺栓組聯(lián)接設計成傾覆力矩作用在結合面的垂直對稱面內(nèi)，并做出一些假設（如底板為絕對剛性體、地基與螺栓皆為均質彈性體等），使問題得到簡化。3．本章教學注意事項

1）§5-1～§5-4都是敘述性的內(nèi)容，對做好螺栓聯(lián)接的設計是必不可少的基本知識，應當引導學生閱讀機械設計手冊。

2）螺紋及螺紋聯(lián)接件大都已標準化。設計時，對不太重要的螺紋聯(lián)接一般只需根據(jù)不同情況進行選用，不許自行設計。對重要的螺紋聯(lián)接，設計計算也只是確定螺栓危險截面的直徑（螺紋小徑），螺紋聯(lián)接的其它部分尺寸由標準選定。但是，這并不排斥在個別特殊情況下，根據(jù)特殊的需要而自行設計某種非標準的螺紋聯(lián)接件。

3）螺紋聯(lián)接的設計主要是螺栓組聯(lián)接的設計（因為工程實際中螺栓聯(lián)接通常是成組使用的）。其設計工作包括兩部分內(nèi)容：第一部分內(nèi)容是正確進行結構設計，通過受力分析找出受力最大的螺栓；第二部分內(nèi)容是按照單個螺栓聯(lián)接的強度計算公式來設計這個受力最大的螺栓的尺寸，其余的螺栓則按同樣尺寸選用。4）在設計螺栓組聯(lián)接時，應正確解決以下幾個問題

①螺栓組的布臵 螺栓組中螺栓的個數(shù)及其在結合面上的布臵方案，一般可參考現(xiàn)有設備按經(jīng)驗確定。不同的布臵方案將影響總的載荷在各個螺栓上的分配。在計算總載荷在各螺栓中的分配時，可以采用這樣的步驟：先講總載荷分解，分解后所得到的載荷不外乎軸向力、橫向力、扭矩和彎矩的等四種基本情況；接著就按這四種情況分別進行載荷分配計算；然后再迭加起來，便得到了總載荷在各螺栓中的分配情況。在這四種基本情況中，承受傾覆力矩的地板螺栓組聯(lián)接的載荷分配計算是一個難點，學習時要注意所采用的簡化假定及受載前后各部分的載荷和應力變化的關系。

②確定螺栓的擰緊力矩 緊螺栓聯(lián)接所需要的扳手力矩和由此而產(chǎn)生的預緊力的大小，可以利用機械原理中關于螺旋副摩擦阻力的公式進行計算。擰緊力矩過大，將對強度產(chǎn)生不利的影響，而過小又不能保證聯(lián)接的可靠性。因此，對于重要的螺栓聯(lián)接，擰緊力矩或預緊力必需加以控制。所以，進行計算是必要的，而且應將計算的結果標注到相應的裝配圖紙上。于這一問題相聯(lián)系的扳手擰緊力矩或預緊力的測定方法，以及擰緊后的防松措施，也必需考慮好。

③確定螺栓直徑 螺栓的直徑計算是整個螺栓聯(lián)接設計的核心部分。因為只要直徑確定了，就可以根據(jù)標準確定螺栓其它部分的尺寸（螺栓的長度可根據(jù)杯聯(lián)接零件的厚度和螺母、墊圈等的厚度來確定）。教材中介紹了螺栓直徑的簡化計算方法，以及螺母按疲勞強度的精確校核方法。在螺栓疲勞強度的精確校核中，螺栓聯(lián)接的受力變形線圖應該給予特別的注意。弄清楚為什么當緊螺栓受到軸向拉伸載荷時，它的預緊力會變小，而螺栓的總載荷并不是預緊力與外載荷的和。在這個基礎上，了解為什么降低螺栓剛度、增大被聯(lián)接件剛度以及增大預緊力可以提高螺栓的抗疲勞能力。

④提高螺栓聯(lián)接強度的措施 在初步確定以上三個問題的解決方案的基礎上，還應進一步考慮如何提高螺栓聯(lián)接的強度。在各類機器中所見到的各種螺紋聯(lián)接件，大多數(shù)是標準化了的。但是也有許多重要的螺栓聯(lián)接，所用的螺栓、螺母或墊圈具有各種非標準的形狀。其原因可以從提高螺栓聯(lián)接強度的措施這一節(jié)中找到答案。應該注意的是，提高螺栓聯(lián)接強度并不是只有加粗直徑這一途徑。有時候，其它的措施可能更為合理，更為有效。特別是對于受變載荷的螺栓聯(lián)接。

三、本章內(nèi)容的分析與補充

1．螺紋（§5-1）

由于各類螺紋大多已標準化，少量未標準化的也有了推薦尺寸。因而，在講授表5-1時，要從工藝性、工作時的自鎖性、強度、適宜于承受載荷的類型、密封性、傳動效率等方面進行互相比較，掌握它們的特點及應用范圍。這里應該指出：一般的三角形螺紋聯(lián)接是不能起密封作用的；所有的螺紋聯(lián)接都不能保證螺桿與螺母之間有較高的同心度。因此，一般地說，不能用它們來滿足某種定位的要求。

2．螺紋聯(lián)接的類型和標準聯(lián)接件（§5-2）

螺紋聯(lián)接的種類很多，基本形式有螺栓聯(lián)接、雙頭螺柱聯(lián)接和螺釘聯(lián)接三種。它們分別適用于不同的情況，包括被聯(lián)接件的不同厚度和形狀、不同的材料以及聯(lián)結的裝拆要求等。緊釘螺釘聯(lián)接及地腳螺栓聯(lián)接則是兩類特殊用途的聯(lián)接，因而具有與一般聯(lián)接螺紋不同的形狀。這些聯(lián)接用的零件都已標準化，設計時應根據(jù)有關標準選用。

3．螺紋聯(lián)接的預緊（§5-3）

預緊力與擰緊力舉之間的關系式是根據(jù)機械原理課程中關于螺紋的摩擦力矩的計算公式得出的。應該注意到，由于螺紋聯(lián)接中實際產(chǎn)生的預緊力比扳手一端所施加的擰緊力要大許多倍。因此，重要的螺栓聯(lián)接要采用適當?shù)姆椒ㄅc工具來控制擰緊力矩，使之既能達到預緊的目的，又不致擰斷螺栓。

4．螺紋聯(lián)接的防松（§5-4）

應該指出，放松的根本點在于防止螺母和螺栓的相對轉動。凡能達到這個目的的措施，都可列為防松方法。一般地說，機械防松要比摩擦防松更為可靠，但成本較高，因而只宜用于比較重要的或機器內(nèi)部不容易檢查到的地方。

5．螺紋聯(lián)接的強度計算(§5-5)對于一般的緊螺栓聯(lián)接，在進行強度計算時，可以將總拉力增大30%以考慮擰緊時的扭轉切應力的影響。由于螺栓的相對剛度不易計算準確，總拉力也不宜計算準確，因此，這一計算時近似的，但可以認為是偏于安全的。另外，在計算時假定應力在危險截面上均勻分布。實際上，在螺紋根部有嚴重的應力集中，這一點在變應力計算中通過綜合影響系數(shù)K來考慮。在強度計算公式中，許用應力[σ]由屈服極限σS除以安全系數(shù)S得出。而安全系數(shù)則由表5-11查出。應該注意，這時在強度計算公式中所使用的載荷必須是計入各種影響后螺栓承受的總的載荷。對于松螺栓聯(lián)接，這個總載荷就是工作載荷F；對于只承受預緊力的緊螺栓聯(lián)接，這個總載荷要考慮擰緊力矩的影響，它等于預緊力QP的1.3倍；對于同時承受軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接，要考慮受載后補充擰緊的影響。這個總載荷是總拉力Q的1.3倍。對于絞制孔用螺栓聯(lián)接的強度計算，所用的安全系數(shù)也由表5-11給出。

6．螺栓組聯(lián)接的設計（§5-6）

本節(jié)除應掌握螺栓組聯(lián)接結構布臵的一些原則外，還應注意到有些簡化假設是有一定條件的。例如，假設絞制孔用螺栓組聯(lián)接在受橫向載荷時，各個螺栓均勻受力。這種假設只適用于沿載荷作用方向排列的螺栓個數(shù)不很多的情況。

下面對受傾覆力矩的螺栓組聯(lián)接的受力分析做一些補充說明。

1）計算時假定地板是剛性的，傾轉時不變形，即仍能保持為平板；地基與螺栓則是彈性的。同時，假定地板在受到傾覆力矩作用時，將繞對稱軸線O-O旋轉(參閱教材圖5-27)。后面的分析及所得到的計算公式都是在這個假定的前提下產(chǎn)生的。這一假定對于剛性（例如剛或鑄鐵的）底座安裝在彈性（例如水泥的）地基上是合適的。如果不是這樣，則隨著地基和螺栓的剛度的不同，傾轉中心的位臵將發(fā)生變動。對于圖5-27所示的受力情況，如果地基相對螺栓來說，剛度增大，傾轉中心將移向右側，各螺栓和地基所受的載荷情況將隨之而變動，其變動情況可以用相同的方法進行分析。

2）螺栓組中受力最大的螺栓的工作拉力Fmax可由式（5-31）計算出，即Fmax?MLmax?Li?1z2i其中各符號的意義見教材。

這里應注意的是，F(xiàn)只是受力最大的螺栓中的工作載荷，它的總載荷應力Q=F+Q＇，設計時應按總載荷Q來計算螺栓所需的最小直徑。

3）為了防止結合面受壓最大處壓碎或受壓最小處出現(xiàn)間隙，應按式(5-32)及(5-33)檢查，受載后的σ不超過允許值，σ不小于零，即

?pmax??p???pmax????p

?pmin??p???pmax?0

這里σ代表由于加載而在地基結合面上產(chǎn)生的附加擠壓應力的最大值。它由公式（5-34）計算：

??pmax?1W?Cm?M??Cm?Cb???? ?CmCm?Cb其中W為結合面的抗彎截面系數(shù)。這里M乘以地基的相對剛度是因為由于而引起得力的變化包括兩部分，一為地基的，一為螺栓的，兩者的分配比例與它們的剛度大小成正比。

7．螺紋聯(lián)接件的材料及許用應力（§5-7）

國家標準規(guī)定螺紋聯(lián)接件按材料的機械性能分級（見表5-9，5-10）,螺栓材料機械性能等級的標記代號由“〃”隔開的兩部分數(shù)字組成，第一部分數(shù)字（“〃”前）表示公稱抗拉強度（σ）的1/100；第二部分數(shù)字（“〃”后）表示公稱屈服極限（σ）或公稱屈服強度（σ）與公稱抗拉強度（σ）比值（屈服比）的10倍。這兩部分數(shù)字的乘積為公稱屈服極限（σ）或公稱屈服強度（σ）的1/10。例如強度級別標記為4.6，表示材料的抗拉強度極限為400MPa，屈服比為0.6，屈服極限為240MPa。標準又規(guī)定螺母材料的強度不低于與之相配的螺栓材料的強度。螺母材料性能等級的標記由可與之相配的螺栓的最高性能等級標記的第一部分數(shù)字標記。這樣規(guī)定保證了聯(lián)接的承載能力可達到螺栓或螺釘?shù)淖畹颓O限，在這之前不致發(fā)生螺母脫扣。因為螺桿的斷裂是突然發(fā)生的，比較容易發(fā)現(xiàn)，螺母脫扣是逐漸發(fā)生的，很難發(fā)現(xiàn)，增加了由于螺紋組合件失效而造成事故的可能性。所以對螺紋聯(lián)接，如果失效的話,希望失效的形式是螺桿斷裂而不是脫扣。在許用應力中所使用的的安全系數(shù)，請參看§5-5種的有關說明。

8．提高螺栓聯(lián)接強度的措施（§5-8）

本節(jié)中所敘述的幾條提高螺紋聯(lián)接強度的措施都是很重要的。對于重要的螺紋聯(lián)接，特別是承受變載荷的，應該考慮采用這些措施。這時，就不一定采用標準的螺紋聯(lián)接件了。

為什么懸臵螺母可以改善螺紋牙上的載荷分布不均呢？因為原來螺母受壓，螺桿受拉，兩者的變形不協(xié)調，引起載荷分布不均勻；改為懸臵螺母后，兩者都變?yōu)槭芾?，變形比較協(xié)調，載荷分布也就比較均勻了。

9．螺旋傳動（§5-9）

講授這一部分內(nèi)容時，應注意螺旋傳動與前面的螺紋聯(lián)接的差別。雖然它們都由帶螺紋的零件組成，但兩者工作情況完全不同，從而在要求上也有很大差別。對螺旋傳動來講，由于要傳遞運動，主要要求保證螺旋副有較高的傳動效率和磨損壽命。從這一基本點出發(fā)，去理解它的結構設計、材料和設計計算方法的特點以及與螺紋聯(lián)接的差別。

雖然滾動螺旋傳動和靜壓螺旋傳動在精密機械中已有廣泛的應用，但限于篇幅，在本節(jié)只對它們作簡單的介紹，而把主要的重點放在最基本的滑動螺旋傳動的設計和計算上。

四、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排8個學時。以多媒體手段介紹結構圖，以板書推導和實物共同完成該章的教學任務。螺旋傳動不占計劃學時，安排一個設計大作業(yè)。安排一次參觀，安排做一個實驗。

第六章 鍵、花鍵、無鍵聯(lián)接和銷聯(lián)接

一、本章主要內(nèi)容及教學要求

本章主要內(nèi)容為鍵及花鍵聯(lián)接的類型、結構、特點和應用，失效形式和強度計算。

健、花鍵和銷大多已標準化，因此學習本章的主要要求是：

1．了解鍵聯(lián)接的主要類型及應用特點，掌握鍵的類型及尺寸的選擇方法，并能對平鍵聯(lián)接進行強度校核計算。

2．了解花鍵聯(lián)接的類型、特點和應用。掌握花鍵聯(lián)接強度校核方法。3．對無鍵聯(lián)接、銷聯(lián)接的類型、特點及應用有一定的了解。

二、本章重點、難點及注意事項

本章重點是鍵與花鍵的類型、尺寸選擇和強度校核方法。應注意以下幾點：

1．根據(jù)軸與轂是否有相對軸向移動，平鍵聯(lián)接和花鍵都可分為靜聯(lián)接與動聯(lián)接。由于靜聯(lián)接與動聯(lián)接的失效形式不同，因而計算準則也不相同。對于靜聯(lián)接與動聯(lián)接，強度校核公式中的主要區(qū)別在于許用值不同。當靜聯(lián)接與動聯(lián)接的材料相同時。在選取許用值時應注意，應為聯(lián)接中最弱材料的許用值。

2．圖6-6所示的平鍵聯(lián)接受力情況只是為了計算方便而進行的一個簡化假設，即認為載荷在鍵的兩側工作面上均勻分布。實際上這樣的載荷分布情況是不可能建立的。若區(qū)間作為分離提（圖6.1a），可知鍵并非處于平衡狀態(tài)，而是要沿順時針方向轉動。因而可以判定鍵在工作時，兩側面壓力的合力N必須共線（圖6.1b），鍵才能處于平衡狀態(tài)。因此，實際上載荷在鍵兩側工作面的高度方向上為不均勻分布。此外，由于軸的扭轉變形，實際上載荷在鍵的長度方向上也是不均勻分布的。

3．在花鍵聯(lián)接強度計算式（6-5）和(6-6)中，考慮到載荷不可能均勻分布的分配到各個花鍵齒上,所以引入了一個載荷分配不均勻系數(shù)。在制造及安裝精度相同的情況下，齒數(shù)越多，載荷在各花鍵齒上的分配就愈不均勻，的取值愈偏于0.7～0.8的下限。與平鍵聯(lián)接相似，載荷在每個花鍵齒的高度方向上和長度方向上也是不均勻分布的。應說明的是，載荷分配不均系數(shù)并未考慮上述載荷分布不均的影響。

4.平鍵聯(lián)接和花鍵聯(lián)接中，存在著載荷分布不均的問題；在用花鍵聯(lián)接或沿軸向多于一個平鍵時，還存在著載荷分配不均問題；其它機械零件工作時也常存在這方面的問題。因此，零件的計算模型與零件實際工作情況之間必然存在著差距的簡化程度，該差距的大小與計算模型的簡化程度有關。在機械零件的強度計算中，這方面的影響常用試驗得到的許用應力或修正系數(shù)等來考慮。在平鍵聯(lián)接和花鍵聯(lián)接中，載荷分配不均的影響是由修正系數(shù)來考慮的，而載荷分布不均的影響是在許用應力中加以考慮的。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排3個學時。以多媒體手段介紹結構圖，以板書推導和實物共同完成該章的教學任務。

第七章 鉚接、焊接、鉸接和過盈聯(lián)接

一、主要內(nèi)容、特點、及教學要求

1．主要內(nèi)容

本章每節(jié)講解一種聯(lián)接，因而只是簡要闡述了關于鉚接、焊接、膠接和過盈聯(lián)接的基本知識，其中主要是：

1）鉚縫的類型、結構、應用場合、受力狀況、破壞形式及設計計算概要。2）電弧焊縫的基本類型、結構、應用場合、受力狀況、破壞形式及強度計算。3）膠接接頭的類型、結構、應用場合、受力狀況、破壞形式及設計要點。4）過盈聯(lián)接的類型及應用，過盈聯(lián)接的工作原理、裝配方法、受力及應力狀態(tài)、失效形式及設計方法。

2．特點

1）本章所述幾種聯(lián)接的結構設計、工藝要求、強度計算、許用應力等，都與它們各自的專業(yè)技術規(guī)范或規(guī)程密切相關，因而教材提供的資料只適用于一般的情況，具體設計各專業(yè)產(chǎn)品時，都應以各該專業(yè)的技術資料為依據(jù)。

2）焊縫強度計算是根據(jù)在多種假設條件下建立的簡化了的力學模型，并通過實驗取得強度校核用的許用應力。采用這種“條件計算”的原因是：焊縫受力時附近的應力分布情況非常復雜（圖7.1、7.2、7.3），應立集中及內(nèi)應力很難準確決定，而通過熱處理等工藝措施又可得到一定的改善。在這種情況下，采用“條件計算”既可使計算程序大為簡化，又能保證焊縫經(jīng)得起實踐的考驗。

3）膠接強度的計算方法一般較為復雜，目前還未達到適合工程需要的簡明而通用的程度，同時在通用機械中，膠接還應用較少，故本章未予詳細介紹。3．學習要求

了解關于前述幾種聯(lián)接的基本知識（類型、結構、應用場合、常用材料、有關標準和工藝要求），掌握他們的受力狀況、破壞形式和基本的設計計算方法。

二、本章重點及注意事項

1．重點

本章重點是前述幾種聯(lián)接的受力狀況、破壞形式及設計要點。2．注意事項

1）要明確在聯(lián)接設計中，必須同時滿足聯(lián)接強度和聯(lián)接零件本身的強度這兩個要求，并學會相應的計算方法。

2）要正確理解焊縫強度計算公式的條件性，掌握某些計算公式（如表7-2中圖i對應的強度計算公式）與一般力學計算公式的差異。

3）過盈聯(lián)接中，聯(lián)接零件強度計算的理論基礎是厚壁圓筒的應力分析，如對此項理論還不夠熟悉，應先復習材料力學中的這一部分，以便為順利進行學習準備條件。

4）過盈聯(lián)接最大徑向壓力的計算公式（7-11a）只適用于彈性變形范圍，而不適用于塑性變形范圍。另外，它沒有計入離心力的影響，因而也不適用于高轉速的過盈聯(lián)接。

5）當過盈聯(lián)接的配合部位p很大而有可能進入塑性范圍時，應按式（7-15）、（7-16）給出的條件進行檢驗，以判斷聯(lián)接是否仍可正常工作。

6）過盈聯(lián)接設計計算的步驟較多，學習時應自行理出一個線索，并搞清何時計入式(7-12)中的2u及何時不計入2u的原因。

7）采用過盈聯(lián)接時，應注意對配合部位的應力吉中情況采取適當?shù)拇胧▍⒖紙D15-19），以提高廉潔的工作能力。

8）由于本章只是簡要介紹有關前述幾種聯(lián)接的基本知識和一般資料，如與專業(yè)需要或工作中使用到其中某個部分時，還應適當加學有關的專業(yè)規(guī)范和技術資料，決不應移花接木，混淆使用條件。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排0個學時，為了內(nèi)容完整，要求學生自學。

第八章帶傳動

一、本章主要內(nèi)容、特點及教學要求

1.主要內(nèi)容

本章主要內(nèi)容是帶傳動的類型、工作原理、特點及應用，帶傳動的受力情況、帶的應力、彈性滑動和打滑, 以及V帶傳動的設計準則和設計方法等。最后對高速帶傳動和同步帶傳動作了簡要介紹。

2.特點 本章特點是討論一種以柔韌體(帶)為中間體的摩擦傳動。帶必須具有初拉力才能在工作時產(chǎn)生摩擦力和松、緊邊的拉力差(有效拉力)。同時，由于帶是柔韌體，它本身不可避免的彈性變形，必然在帶輪上產(chǎn)生彈性滑動。此外，與嚙合傳動相比，摩擦傳動還有一種特別的失效形式一一打滑。

3.教學要求：

1）了解帶傳動的類型、特點和應用場合。

2)熟悉普通V帶的結構及其標準、V帶傳動的張緊方法和裝臵。

3)掌握帶傳動的工作原理、受力情況、彈性滑動及打滑等基本理論、V帶傳動的失效形式及設計準則。

4)了解柔韌體摩擦的歐拉公式、帶的應力及其變化規(guī)律。5)學會V帶傳動的設計方法和步驟。

二、本章重點、難點及注意事項

1.在§8-1中主要應掌握：

1)對帶傳動的工作原理，重點是從本質上了解帶傳動是一種摩擦傳動。同時明確靠摩擦傳遞動力時，摩擦面間一定要有足夠的正壓力，而帶與帶輪間的正壓力是靠把帶張緊而產(chǎn)生的。

2）對各種帶傳動的特點，應著重了解平帶傳動與V帶傳動的特點，并加以比較。

3)對V帶的結構，應著重了解各種V帶的結構特點，并加以比較。

4)對普通V帶的結構及其標準，應注意將簾布芯結構與繩芯結構加以比較。5)在分析V帶傳動的工作原理時，應該聯(lián)系槽面摩擦理論。V帶的工作面是兩個側面，因而與平帶相比，在同樣的張緊力下，帶與帶輪間能產(chǎn)生較大的正壓力及摩擦力，所以能傳遞較大的圓周力。

2.帶傳動工作情況分析(§8-2)一節(jié)是本章的理論基礎，包括以下主要內(nèi)容：

1)帶傳動的受力情況分析。其核心就是要找出緊邊拉力F1、松邊拉力F2、初拉力Fo、有效拉力Fe 的關系式。從這些關系式中可以得到以下重要結論： ①帶工作時，帶的兩邊即產(chǎn)生拉力差，繞上主動輪的一邊拉力增大而成緊邊，繞出主動輪的一邊拉力減小而成松邊，而且緊邊拉力的增加量應等于松邊拉力的減少量，緊邊拉力Fl與松邊拉力F2之間存在著

F1?ef?的關系。F2②有效拉力Fe等于帶與帶輪整個接觸面上的總摩擦力Ff,即等于緊邊拉力Fl與松邊拉力F2之差，見式(8-2)。

2)關于最大有效拉力。學習這一部分內(nèi)容時，應該明確以下幾個概念： ①柔韌體摩擦的歐拉公式(8-5)是在具有打滑趨勢時摩擦力達到極限值的條件下推導出來的。②式（8-5）F1F?ef?中，只給出了1的比值，并未給出F1與F2的實有值，例F2F2如F1487.5…無數(shù)個不同的實有值的比值，此時，可由F1?F2?2時，可以有，，2415F2分別得出2、4、7.5等不同值的有效拉力Fe。

③在一定的F1/F2的條件下，F(xiàn)1與F2的具體數(shù)值取決于初拉力Fo的大小,故F0對傳動有很大的作用，例如Fo 等于O時，就根本不能傳動。④由式(8-7)可知，最大有效拉力 Fec 的大小取決于初拉力Fo、包角α和摩擦系數(shù)f的大小。⑤實際有效拉力的數(shù)值與傳動中的包角大小和摩擦系數(shù)無關，它是一個己知數(shù)，是由傳遞的功率P和帶的速度v決定的。

3)關于帶的應力分析，應注意以下幾點：

①分析帶在工作時的各種應力，包括拉應力σ、彎曲應力σb離心應力σc的分布情況以及最大應力發(fā)生在何處。②彎曲應力σb 與帶的厚度h和帶輪直徑D有關,這就是要限制h/D,特別是要限制小帶輪直徑D1的原因。

③離心應力σc 實際上是由離心力(慣性力)引起的拉應力的增量。其根本原因在于帶繞帶輪作等速圓周運動時,必須有一個使帶連續(xù)向輪心彎轉的力，以產(chǎn)生向心加速度，因而就必然產(chǎn)生一個與該力方向相反的離心力。這個離心力就產(chǎn)生了帶上的拉應力增量，即稱為離心應力。④離心應力與帶的線密度(kg/m)和帶的速度有關，這就是需要限制帶速的原因。⑤根據(jù)帶工作時應力大小和變化情況，以及保證帶傳動時不打滑的條件，來分析帶傳動的失效形式和確定帶傳動的設計準則。

4)帶的彈性滑動與打滑，是本章中的一個重點，也是一個難點。

為了加深對這一概念的理解，可通過帶傳動的實驗來建立感性認識。學習這一部分內(nèi)容，應該明確以下幾點：

①帶在工作時產(chǎn)生彈性滑動的根本原因在于帶本身是彈性體，而且?guī)У木o邊與松邊之間存在著拉力差。由于帶從緊邊轉到松邊時，其拉力減小，要產(chǎn)生彈性收縮；反之，帶從松邊轉到緊邊時，其拉力增大，要產(chǎn)生彈性伸長。因而帶在工作過程中就不可避免地要產(chǎn)生彈性滑動。②帶的彈性滑動并不是發(fā)生在相對于全部包角的接觸弧上，而總是發(fā)生在位于滑動角內(nèi)的那一部分接觸弧上。

③由于彈性滑動的影響，將使實際平均傳動比大于理論傳動比。但在一般的傳動中，因滑動率并不大(ε=1%～2%)，故可不予考慮。

④打滑是由于要求帶所傳遞的圓周力超過了帶與帶輪間的最大摩擦力(即最大有效拉力)，使滑動角擴大到幾何包角而引起的，它是必須避免的。

3.關于V帶傳動的設計計算，著重于學會V帶傳動的設計方法和步驟。應該明確為什么要使小帶輪直徑D1≥Dmin，帶的速度 5m/s

4.“V 帶輪的設計”一節(jié)中，除應了解V帶輪應滿足的要求外，還應著重掌握根據(jù)帶輪直徑來選擇其結構型式，根據(jù)帶的型號來確定輪槽的尺寸。

應該說明的是，V帶兩側面夾角為40°。而輪槽揳角常是34 °, 36°或38°。其原因是V帶在帶輪上彎曲時,截面形狀發(fā)生了變化,外邊(寬邊)受拉而變窄，內(nèi)邊(窄邊)受壓而變寬，因而使帶兩側面的夾角變小。帶輪直徑越小，這種變化越顯著。為使帶側面和輪槽有較好的接觸，應使輪槽模角小于40°,且隨著帶輪直徑的減小而減小，見表8-12。

5.在§8-6一節(jié)中，主要是對高速帶傳動和同步帶傳動作一般性的介紹。對于高速帶傳動應著重了解其設計特點。同步帶傳 動是一種新型傳動，對它應著重了解其工作原理和特點。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排4個學時。以多媒體手段介紹結構圖，以板書推導和實物共同完成該章的教學任務。安排一個結構設計作業(yè)、安排一次參觀。

第九章 鏈傳動

一、本章主要內(nèi)容、特點及教學要求

本章主要介紹鏈傳動的工作原理、特點及應用范圍；著中分析了鏈傳動的運動不均勻性（即多邊形效應）產(chǎn)生的原因和鏈傳動的失效形式；闡明了功率曲線圖的來歷及使用方法；著中論述了滾子鏈鏈傳動的設計計算方法及主要參數(shù)選擇；簡要介紹了齒形鏈的結構特點及鏈傳動的潤滑和張緊的方法。主要教學要求是：

1）了解鏈傳動的工作原理、特點及應用。2）了解滾子鏈的標準、規(guī)格及鏈輪的結構特點。3）掌握滾子鏈傳動的設計計算方法。

4）對齒形鏈的結構特點以及鏈傳動的布臵、張緊和潤滑等方面有一定的了解。

二、本章重點及注意事項

1．在講授§9-1鏈傳動的特點及應用時，應注意以下幾點：

1）鏈傳動屬于嚙合傳動，能獲得準確的平均傳動比，又能實現(xiàn)較大中心距的傳動。由于剛性鏈節(jié)在鏈輪上呈多邊形分布，引起瞬時傳動比周期性變化和嚙合時的沖擊（常稱為多邊形效應），因而其傳動平穩(wěn)性差，不宜用于分度機構。

2）鏈傳動可在多粉塵、油污、泥沙、潮濕、高溫、及有腐蝕性氣體等惡劣環(huán)境中工作，如用于掘土機中的運行機構中。這是由于它是一種非共軛嚙合傳動，對鏈輪齒形加工誤差、鏈條幾何形狀（如鏈節(jié)距不均勻性）誤差要求不嚴，并且對嚙合時嵌入的污物有很大的容納能力。3）鏈傳動不宜用于載荷變化很大和急速反向的傳動中。這是由于鏈傳動的緊邊工作時形如弦索，它們的自振頻率較易與外界干擾力合拍而引起振動。此外，鏈傳動的松邊及緊邊呈懸垂線狀態(tài)，在起動、制動及反轉時，能引起傳動系統(tǒng)的慣性沖擊。因此，鏈傳動工作時有噪聲在急速反向傳動中更為嚴重。

2．講授§9-4時，應重點了解鏈傳動的“多邊形效應”，也就是說，了解鏈傳動的運動不均勻性及動載荷時怎樣產(chǎn)生的。通過學習本節(jié)必須認識到，鏈傳動的瞬時傳動比在傳動過程中是不斷變化的。由于剛性鏈節(jié)在鏈輪上呈多邊形分布，在鏈條每轉過一個鏈節(jié)時，鏈條沿垂直于運動方向得分速度也在作周期性變化，從而導致運動的不均勻性?？梢宰C明鏈傳動的瞬時傳動比為is??1?2?R2cos?R2cos?。在傳動中γ角與β角不是時時是相等的，因此其瞬時傳動比也不斷變化。只有在z1=z2，鏈傳動中心距恰好是節(jié)距的整數(shù)倍（即γ角與β角的變化完全相同）時，瞬時傳動比方為常數(shù)。

鏈傳動運動不均勻及剛性鏈節(jié)嚙入鏈輪齒間時引起的沖擊，必然要引起動載荷。當鏈節(jié)不斷嚙入鏈輪齒間時，就會形成連續(xù)不斷的沖擊、振動和噪聲，這種現(xiàn)象通常稱為“多邊形效應”。鏈的節(jié)距越大，鏈輪轉速越高，“多邊形效應”就越嚴重。

在設計時，必須對鏈速加以限制。此外，選取小節(jié)距的鏈條，也有利于降低鏈傳動的運動不均勻性及動載荷。

3．學習§9-6時，首先要了解確定滾子鏈傳動的承載能力的主要依據(jù)是什么。隨著鏈傳動技術的發(fā)展，磨損已不再是限定其承載能力的主要失效形式。這是由于鏈條及鏈輪材料、熱處理工藝的改進，鏈條零件表面硬度及耐磨性有很大提高的緣故。又因近代潤滑技術的發(fā)展和對鏈條工作時鉸鏈潤滑狀態(tài)的試驗研究發(fā)現(xiàn)，當鏈條嚙入鏈輪齒間而相對轉動360°/z（z為鏈輪齒數(shù)）時，鉸鏈內(nèi)不潤滑油可行成承載油楔，這是套筒和銷軸間處于流體動力潤滑狀態(tài)。實踐證明：一個設計和安裝正確、潤滑得當、質量合乎標準的滾子鏈傳動，在運轉中由于磨損產(chǎn)生的伸長率還沒有達到全長的3%時，鏈條元件已產(chǎn)生疲勞破壞或膠合。所以確定滾子鏈傳動的承載能力，通常以抗疲勞強度為中心的多種失效形式的功率曲線圖為依據(jù)，見圖9-

12、9-13；只有在惡劣的潤滑狀態(tài)下工作的鏈傳動，磨損才依然作為限定其承載能力的依據(jù)。講授本節(jié)時，必須設法讓學生弄清額定功率曲線圖（圖9-12和圖9-13）的意義和實驗條件。圖9-12位單列滾子鏈額定功率曲線，曲線1、2、3組成的封閉區(qū)說明了鏈傳動的各種失效形式都在一定條件下限制其承載能力，曲線1是由鏈板疲勞強度所限定，曲線2是由套筒、滾子沖擊疲勞強度所限定，曲線實際使用的功率曲線為圖9-13，較圖9-12作了些修正，比較安全。修正的主要依據(jù)是，鏈傳動各種失效形式的強度試驗數(shù)據(jù)較分散，特別是膠合強度試驗數(shù)據(jù)離散性較大。由于在高速區(qū)內(nèi)，隨著轉速的增加，極限功率下降迅速，故圖9-13中功率曲線的最右段均有一垂直線，用以限定小鏈輪的最高轉速。

圖9-13所示的額定功率曲線圖，是在特定條件下用國產(chǎn)10種型號的單列A系列滾子鏈作試驗，在避免出現(xiàn)各種失效形式的前提下，按試驗數(shù)據(jù)繪制而成的。它代表不同鏈節(jié)距的單列鏈條，在不同轉速n1和不同潤滑條件下所能傳遞的功率，是滾子鏈傳動設計的依據(jù)。

4．講授§9-6時，還要了解鏈傳動主要參數(shù)對傳動性能的影響，引導學生學會合理的選擇參數(shù)，并掌握鏈傳動的設計步驟。

鏈傳動的設計計算通常是根據(jù)所傳遞的功率P、工作條件、鏈輪轉速n1、n2等，選定鏈輪齒數(shù)z1、z2，確定鏈的節(jié)距、列數(shù)、傳動中心距、鏈輪結構、材料、潤滑方式等。

1）合理選定鏈輪齒數(shù)是設計中的一項重要任務。小鏈輪齒數(shù)z1選得多一些，一般來說對鏈傳動是有利的。這是由于z1的增加，多邊形效應減小，從動輪速度變化率降低。當z1>21時，?v2?v1?v2?100%可小于1%。小鏈輪齒數(shù)z1選得太多，則大鏈輪齒數(shù)z2將更多，不僅增大了傳動尺寸和重量，而且會縮短鏈條使用壽命。這是由于在鏈節(jié)距伸長量Δp相同的條件下，齒數(shù)愈多，鏈輪上的節(jié)圓直徑增量Δd愈大，鏈條移向齒頂，越易從鏈輪上脫落。因此z增加則節(jié)距的允許相對伸長量（Δp/p）%降低，鏈傳動的壽命減小，故常取z2max≤120。

小鏈輪齒數(shù)z最好與鏈條節(jié)數(shù)互為質數(shù)，這樣才能輪流更換鏈輪齒和鏈節(jié)的嚙合，從而得到較為均勻的磨損。

2）鏈節(jié)距p已標準化。它不僅反映了鏈條和鏈輪各部分尺寸的大小，而且是決定鏈傳動承載能力的重要參數(shù)之一。

根據(jù)鏈傳動額定功率P及小鏈輪轉速查功率曲線圖9-13（注意n1限制范圍），在圖上選擇兩種相近的節(jié)距，經(jīng)過比較后擇優(yōu)選定其中的一種。為了使結構緊湊，傳動平穩(wěn)，盡可能選用較小間距的單列鏈；速度小而功率大時，可選用小節(jié)距的多列鏈，如石油鉆采機械上廣泛選用兩列以上的多列鏈，可以傳遞1000kW以上的功率。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排4個學時。以多媒體手段介紹結構圖，減少推導。安排一個結構設計作業(yè)、安排一次參觀。

第十章 齒輪傳動

一、本章主要內(nèi)容、特點及教學要求

1．本章主要內(nèi)容為齒輪傳動的基本設計原理及強度計算方法。

2．本章特點是：齒輪傳動是機械傳動的學習重點，內(nèi)容較多，涉及的先修知識較廣，設計程序較繁，所用的參數(shù)、系數(shù)及其相關資料也較多，需要特別細致地分析研究與區(qū)別對待。

3．本章教學要求是：熟悉齒輪傳動的特點及應用，掌握不同條件下齒輪傳動的失效形式、設計準則、基本設計原理、設計程序及強度計算方法，掌握不同類型、不同尺寸齒輪的結構設計。

二、本章重點、難點及注意事項

1．本章重點為標準直齒圓柱齒輪傳動的設計原理及強度計算方法。2．本章難點是如何針對不同條件恰當?shù)拇_定設計準則和選用相應的設計數(shù)據(jù)。

3．本章應當注意：

1）督促學生復習有關的先修知識，排除學習時的障礙。應當切實檢查下列內(nèi)容掌握的程度。

①“機械原理”方面：嚙合原理；漸開線的基本特性；齒輪傳動的幾何計算；單齒對嚙合及雙齒對嚙合區(qū)，嚙合區(qū)內(nèi)輪齒嚙合線總長；端面重合度與軸向重合度；斜齒輪的當量直齒輪及當量齒數(shù)；圓錐齒輪的背錐、當量圓柱齒輪及當量齒數(shù)；齒輪的變位及變位齒輪的特性等。

②“金屬材料及熱處理”方面：碳鋼、合金鋼的特性與應用；?；?、調質、淬火、滲碳、氮化等熱處理的特性及應用。

③“機械制圖”、“公差及互換性測量”方面：齒輪傳動精度及公差的選定與標注。

2）要能根據(jù)齒輪傳動的工作條件及失效情況，辯證的確定設計準則。具體確定設計準則時，應注意掌握幾個基本點：損傷出現(xiàn)于輪齒的什么部位，損傷的基本原因，損傷表明了輪齒的什么能力（或強度）不足，以及保證齒輪傳動所需工作壽命應采取的措施等。

3）掌握好有關金屬材料及熱處理的基本知識是學好§10-3的先決條件。這里必須注意兩點：一是選材時要遵循“齒面要硬，齒芯要韌”的基本原則；而是要密切結合生產(chǎn)實際，除了特殊需要外，一般應考慮生產(chǎn)單位所能提供的材料及毛坯，并力求符合技術經(jīng)濟原則。

4）講授§10-4時，主要是注意講清楚KA、Kβ、KV、Kα個系數(shù)的4個系數(shù)的基本含義、實質以及它們之間的差別。對減小Kβ、KV措施有個基本認識即可。要學會查用各個系數(shù)的圖表。查用圖表時應注意有關說明及表注。查取齒輪的KV（圖10-8）時，應注意橫坐標v為齒輪的節(jié)線速度、對標準圓柱齒輪，v就是齒輪分度圓處的圓周速度。在查取系數(shù)Kβ時，一般應按小齒輪相對支承的位臵、齒寬系數(shù)Фd大小、齒寬及齒輪的精度等級，先從表10-4中查取接觸強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KHβ，然后再按KHβ的值從圖10-13中查取彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KFβ

5)§10-5為齒輪強度計算的主要內(nèi)容,并且是§10-

7、§10-8的基礎。從設計準則到實用的強度計算公式,有一個如何處理及演化的過程。要綜合考慮輪齒的嚙合位臵(是單齒對嚙合還是雙齒對嚙合)及實際嚙合狀況(齒輪精度高低誤差大小及輪齒的彈性變形大小),從齒頂進入嚙合起,到齒根退出嚙合止(或相反),沿整個工作齒廓找?guī)讉€有代表性的嚙合位臵,逐一分析,對比輪齒受載情況及產(chǎn)生應力的大小,從而確定按輪齒的哪一個嚙合位臵計算其強度(齒根及齒面強度)較為合理,并符合實際情況。

對于按照分析所得結論導出設計公式的過程,只要求能夠看懂,能說清楚是按什么準則什么結論建立的,公式中各符號的含義以及如何分別確定它們的代入數(shù)值和單位。6)必須注意,輪齒的受力分析是個不能忽視的問題,如果把力的大小或方向搞錯了,就會帶來一系列的錯誤,甚至造成嚴重的后果。所以對輪齒受力的分析應當著重學習,并多作幾次練習。

直齒圓柱齒輪的受力分析比較簡單,但它是斜齒輪和圓錐齒輪受力分析的基礎。學習直齒圓柱齒輪的受力分析時(參看圖10-14)就應明確記住:力的作用點為節(jié)點P,正壓力Fn在法面αbcP內(nèi)沿嚙合線指向齒面,主動輪的圓周力Ftl的方向與齒輪的轉向相反,徑向力Fr1的方向沿半徑指向軸線,從動輪所受的力與主動輪上的力大小相等,方向相反。各力的數(shù)值按式(10-3)計算。

7)凡是影響輪齒形狀的因素都要影響到系數(shù) YFa 及 Ysa。影響輪齒形狀的因素

?有基準齒形(它包含4個參數(shù):?n、h?a、c、及?,內(nèi)、外齒,齒數(shù)及變位系數(shù)。因此

??查用系數(shù)YFa、Ysa 的圖表時,一定要注意這幾個影響因素是否與設計的情況相符,若有一個不符,都不能查用。表10一5所列的系數(shù)YFa、Ysa為標準外齒輪(變位系數(shù)z=O)的數(shù)值。其它說明見表注。

8)實際選定齒輪的設計參數(shù)(z1及Фd)時,不必受書上薦用數(shù)值的限制。要做到合適,應參考現(xiàn)有機器設備,并逐漸從實踐中積累經(jīng)驗。

計算許用應力時所用的σlim、KN值都是通過實驗確定的。其中極限應力σ1im是按失效概率為 1%確定的,也就是說安全系數(shù)S取為1時,從概率的意義上說，會在設計的使用期間失效的齒輪 只占1%。對接觸疲勞強度計算,由于點蝕破壞后只引起噪聲、振動增大,并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果,故可取S=SH=1。但是,如果一旦發(fā)生斷齒,就會引起嚴重的事故,因此在進行齒根彎曲疲勞強度計算時取S=SF=1.25～1.5。

圖10-20、10-21中,相應于材料的每一個硬度值,σlim的值分別給出了代表材料質量等級的3條線ME、MQ和ML。其中ME表示齒輪材料和熱處理質量達到很高要求時的極限應力取值線；MQ表示齒輪材料和熱處理質量達到中等要求時的極限應力取值線；ML表示齒輪材料和熱處理質量達到最低要求時的極限應力取值線。在對齒輪材料質量的情況不甚清楚的前提下, 宜在MQ線上查取齒輪材料的極限應力值。

9)齒輪的精度及公差主要應在“公差及互換性測量”課程中學習,本章只要求能夠正確地選擇和應用它們。10)從教材第212頁“齒輪傳動的強度計算說明”中應注意明確兩點：一為設計齒輪時應以哪一個許用彎曲應力值[或[σ]F/(YFaYSa)]代入設計公式計算才算合理；二為確定齒輪許用接觸應力[σ]H的辦法。11)斜齒輪與直齒輪的強度計算基本原理是一樣的,因而學習的重點主要是掌握它的計算特點。斜齒圓柱齒輪強度計算的特點為：

①斜齒輪輪齒上所受的力及其強度都按法面分析計算,故應采用法面上的各個參數(shù)。按表10-5查取斜齒輪的系數(shù)YFa、YSa時,必須按當量齒數(shù)zv查表。

②搞清強度計算式中引入重合度??，彎曲強度計算式中引入螺旋角影響系數(shù)Yβ的意義。

③接觸強度計算式中僅系數(shù)ZH的含義與直齒輪的不同。各公式的推導只要能看懂即可。式(10-18)不必深究。

12)§10-7中另一個重要內(nèi)容是輪齒的受力分析。與直齒輪比較(對比圖10-14)，因斜齒輪的齒向偏斜了一個β角（圖10-24），輪齒的法面abcP也跟著轉過一個β角,但正壓力Fn仍作用在法面內(nèi)并指向齒面。正壓力Fn分解成Ft、Fr、Fa三個相互垂直的分力。力的作用點及主動輪上的作用力Ft1、Fr1的方向仍按對直齒輪的規(guī)定進行確定。主動輪的軸向力Fa1的方向,應根據(jù)分析理解來判斷,亦可按左旋齒用左手(右旋齒用右手)四指彎曲表示主動齒輪的回轉方向,則大拇指伸直的方向就是Fa1的方向(不適用從動輪)。從動輪所受各力仍按作用力與反作用力大小相等、方向相反的規(guī)律確定。

各力的數(shù)值按式（10-14）計算。Fn的計算式除教材給出的推導方法外,還可如下推得：參看圖10-24，先在嚙合平面b′beP內(nèi)把Fn分解為Fa及在端面a′b′cP內(nèi)的分力Fn,然后再將Fncos?b在端面內(nèi)分解為Fr及Ft?Fncos?bcos?t，從而得到Fn?Ft?cos?b?cos?t?。不論用何種方法分解，所得F、F、F、的數(shù)值均不變。

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a13）對圓錐齒輪傳動設計計算的學習重點亦是掌握其特點。處理直齒圓錐齒輪傳動設計計算最基本的一點,就是把直齒圓錐齒輪的強度看作是與其平均分度圓處的當量直齒圓柱齒輪的強度相當，因而強度計算式及其推導過程都可沿用直齒圓柱齒輪的，只是采用直齒圓錐齒輪平均分度圓處的當量圓柱齒輪的參數(shù)而已。這一基本特點應切實掌握。

14）直齒圓錐齒輪的受力分析，應注意掌握它與直齒圓柱齒輪的不同之點(見圖10-34)。圓錐齒輪的輪齒向一端下傾了一個δ角。正壓力Fn亦分解為 Ft、Fa、Fr三個方向相互垂直的分力。只是必須注意一點,求從動輪的各分力時,由于主、從動輪的軸線相互垂直,因而主動輪的徑向力Fr1就與從動輪的軸線平行,得Fr1與Fa2大小相等,方向相反；而軸向力Fa1則垂直從動輪的軸線，得Fa1與Fr2大小相等,方向相反。主動輪的Ft1、Fr1 的方向仍沿用直齒圓柱齒輪受力分析的規(guī)定來確定,Fa的方向不論是主動輪還是從動輪都是由錐頂指向大端(使主、從動輪相互分離。若是分析的結果,軸向力是使主、從動輪相互擠緊,那就錯了)。

15）對變位齒輪傳動的設計僅要求有個原則性的認識，能搞清下列三個基本點即可：

①變位齒輪的彎曲強度或接觸強計算公式皆沿用標準齒輪的計算公式，但應注意，變?yōu)楹蟮凝X形及輪齒的嚙合情況都有改變，系數(shù)YFa、YSa、ZH之值要按所定變位系數(shù)之值查相應的圖表。

②如何通過變位來提高齒輪傳動的彎曲強度及接觸強度。③按節(jié)圓及其參數(shù)(α′、β′)作受力分析。

16）教材中對齒輪的結構設計只作了原則性的說明,實際設計時應從生產(chǎn)條件出發(fā),作全面的工藝性考慮。為了裝配圓柱齒輪時不致因軸向錯位而導致嚙合齒寬減小,往往把小齒輪的齒寬在計算齒寬的基礎上再加寬一些。各式齒輪的結構及尺寸可參考生產(chǎn)圖紙或有關手冊。

17）齒輪傳動的潤滑是個重要問題 , 而且是一種專門性的學問，§10-11只作了簡要介紹,若須深入了解時, 應學習有關專門性著作。

18）作習題時應當注意，本章編入的習題較多，但并不要求都做，除第1題必須做之外，其它題可根據(jù)讀者的工作性質或學習的專業(yè)，從中挑選較為合適的進行練習即可,也可自行擬訂題目。做題之先應仔細學習例題,注意搞清解題步驟和切實學會查用有關圖表數(shù)據(jù)。作題時應針對題目性質選取合適的配對齒輪的材料、熱處理(包括硬度)、精度、z1及d等,盡可能反映設計的合理性。計算完畢后最好繪制一張齒輪工作圖，例如圖10-32。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排10個學時。以多媒體手段介紹結構圖，以板書推導和實物共同完成該章的教學任務。安排一次習題課、安排一個結構設計作業(yè)、安排一次參觀。

第十一章 蝸桿傳動

一、本章主要內(nèi)容、特點及教學要求

1.主要內(nèi)容

蝸桿傳動是用來傳遞空間互相垂直的兩相錯軸之間的運動和動力的,是一種大傳動比的傳動機構。本章主要介紹普通圓柱蝸桿傳動及圓弧圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)、幾何尺寸計算、承載能力計算及熱平衡計算。附帶介紹幾種新型蝸桿傳動的特點及應用。

2.特點

1)蝸桿傳動在嚙合傳動中有相當大的滑動 , 因而它的失效形 式主要是膠合、磨損及點蝕。

2）普通圓柱蝸桿共分為阿基米德蝸桿(ZA型)、漸開線蝸桿(ZI型)、法向直廓蝸桿(ZN型)和錐面包絡蝸桿(ZK型)四種,國標推薦采用ZI和ZK這兩種蝸桿。普通圓柱蝸桿傳動在中間平面內(nèi)相當于齒條與齒輪的傳動, 其承載能力可仿照圓柱齒輪承載能力的計算方法進行計算。

3）圓弧圓柱蝸桿傳動和普通圓柱蝸桿傳動相似,只是齒廓形狀有所區(qū)別。在中間平面上,蝸桿的齒廓為凹弧形,而與之相配的蝸輪的齒廓則為凸弧形,見圖11-8 所示。

4）對一般閉式的動力蝸桿傳動,必須進行熱平衡計算。3.教學要求

1)掌握蝸桿傳動的幾何參數(shù)的計算及選擇方法。2)學會進行蝸桿傳動的力分析及其強度計算。3）了解蝸桿傳動的熱平衡原理和計算方法。

4)了解蝸桿傳動的類型、變位及蝸桿的剛度計算等。

二、本章重點及注意事項

1.蝸桿的分度圓直徑d1及蝸桿傳動的傳動比i12

設計蝸桿傳動時,除了模數(shù)m取標準值外,蝸桿的分度圓直徑d1亦需取標準值。這樣做的主要目的是為了限制切制蝸輪時所需的滾刀數(shù)目,以提高生產(chǎn)的經(jīng)濟性,并保證配對的蝸桿與蝸輪能正確地嚙合。要引起注意的是蝸桿的分度圓直徑不等于mz1，而是d1?mq，式中q為蝸桿的直徑系數(shù)。因此其傳動比的計算也就不能用i12? d2nz的公式,而只能用i12?1?2(蝸桿為主動件)。d1n2z12.蝸輪齒數(shù)z2的選擇

選擇蝸輪齒數(shù)Z2時, 應注意避免在用蝸輪滾刀切制蝸輪時產(chǎn)生根切,并滿足傳動比的要求。具體選擇時,除了用于分度機構外,一般可采用表11-1中的薦用值。

3.圓弧圓柱蝸桿傳動的齒形角及齒廓圓弧半徑p在標準中推薦齒形角α=20°～24°，但考慮到蝸桿、蝸輪的加工,嚙合時接觸線的形狀,以及承載能力等,常取α=23°。

ρ這個參數(shù)對承載能力的影響很大,較小的ρ值對承載能力是有利的,但太小了,將會產(chǎn)生干涉現(xiàn)象。因此,實際應用中,推薦ρ=(5～5.5)m。

4.蝸桿傳動的受力分析

蝸桿傳動的受力分析參看圖11-13。分析的目的在于找出蝸桿、蝸輪上作用力的大小和方向。它們是進行強度計算和軸的計算時所必需的。分析的方法類似于齒輪傳動的分析方法,但各力的對應關系不同于齒輪傳動的情況,這一點要特別注意。

5.蝸桿傳動的強度計算。

蝸桿傳動的強度計算是本章的重點。應該明確，由于蝸桿傳動的相對滑動速度大，效率低，發(fā)熱量大，故蝸輪齒面的主要失效形式是膠合,其次才是點蝕和磨損。目前對膠合和磨損的計算還缺乏妥善的方法，因而通常只仿照圓柱齒輪進行齒面及齒根強度的條件性計算，并在選取許用應力時，根據(jù)蝸輪的特性來考慮膠合和磨損失效因素的影響。2)在普通蝸桿傳動的強度計算中，蝸輪看成一個斜齒圓柱齒輪,因此,其強度計算是仿照斜齒圓柱齒輪的計算方法進行的。

3)圓弧圓柱蝸桿傳動的受力情況與普通圓柱蝸桿傳動相似，由于傳動時是凹、凸弧齒廓相嚙合,且齒形角α=23°,故輪齒強度高于普通圓柱蝸桿。在進行圓弧圓柱蝸桿傳動的設計計算時，可先按傳動的輸入功率Pl、轉速nl和傳動比i按圖11-16初步確定傳動的中心距a,并按表11-10確定傳動的幾何參數(shù),然后校核其蝸輪的齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度。

4)這里要注意,由于蝸桿螺旋部分從材質上來看,其強度總是高于蝸輪輪齒的強度,故失效常發(fā)生在蝸輪輪齒上,這是蝸桿傳動中的薄弱環(huán)節(jié)。因而在進行齒面接觸強度和齒根彎曲強度計算時,是以蝸輪為主的。而進行剛度計算時,由于蝸桿軸較細,且支承間距較長,故應以蝸桿軸為主。

6.蝸桿傳動的熱平衡 在閉式齒輪傳動中,并不是都要進行熱平衡計算。而在普通圓柱蝸桿傳動中, 因為有很大的滑動速度 ,摩擦損耗大(特別是輪齒的嚙合摩擦損耗),所以傳動的效率低,工作時發(fā)熱量大。由于蝸桿傳動結構緊湊, 箱體的散熱面小,散熱能力差，所以在閉式傳動中，所產(chǎn)生的熱量不能及時散去，油溫就急劇升高 , 這樣就容易使齒面產(chǎn)生膠合。這就是要進行熱平衡計算的原因。熱平衡計算的基本原理是單位時間內(nèi)產(chǎn)生的熱量等于或小于同時間內(nèi)散發(fā)出去的熱量，即HI≤H2。

在實際工作中,主要是利用熱平衡條件，找出工作條件下應該控制的油溫to。只要油的工作溫度能滿足要求,蝸桿傳動就能正常地進行工作。

7.在使用表11-8時,注意表中青銅和鑄鐵的基本許用彎曲應力為應力循環(huán)次數(shù)N=106時的值，當N≠106 時,需將表中數(shù)值乘以壽命系數(shù)KFN；當N>25×107 時,取N=25×107；當N<105時,取N=105。使用表11-7時,注意表中錫青銅的基本許用接觸應力為應力循環(huán)次數(shù)N=107時的值,當N≠107時，需將表中數(shù)值乘以壽命系數(shù)KHN；當N>25×107時,取N=25×107；當N< 2.6×105時,取N=2.6× 105。

8.表11-2推薦的普通圓柱蝸桿基本尺寸和參數(shù)及其與蝸輪參數(shù)匹配主要用于標準系列的蝸桿減速器, 如需設計非標準的蝸桿傳動,除應按算得的中心距a的值選擇蝸桿傳動的模數(shù)及相應的蝸桿分度圓直徑d1 外, 蝸輪的齒數(shù)及實際中心距可不受表值的限制。

9.在設計普通圓柱蝸桿傳動時,如傳遞的功率較大、滑動速度又不太大時,可考慮用鋁鐵青銅 ZCuA110Fe3做蝸輪材料。在選取鋁鐵青銅的許用接觸應力時,要先假設一個滑動速度Vs,從表11-6中查取蝸輪的許用接觸應力[σ]H。在計算出蝸桿傳動的中心距a,并選擇了相應的蝸桿傳動參數(shù)后, 應按公式(11-22)計算滑動速度比Vs。如算得的Vs小于或接近于原先的假設值時,所設計的蝸桿傳動是可用的,否則就要重選 [σ]H并進行再一次的設計計算。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排4個學時。以多媒體手段介紹結構圖，以板書推導和實物共同完成該章的教學任務。安排一次參觀。

第十二章滑動軸承

一、本章主要內(nèi)容、特點及教學要求

1.主要內(nèi)容

本章對滑動軸承的特點、典型結構、軸瓦的材料和選用原則作了一般介紹,著重討論了不完全液體潤滑和液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計準則和設計方法,較詳細地分析了流體動力潤滑的基本方程及其在液體動力潤滑徑向軸承設計計算中的應用。最后還對液體靜壓軸承、無潤滑軸承、多油模軸承等作了簡要介紹。

2.特點本章特點在于液體潤滑徑向滑動軸承的設計準則和設計方法與其它各章有本質的區(qū)別,驗算的項目也相隨有所差異,學習時應給予特別的注意。

3.教學要求

1)了解滑動軸承的特點和應用場合。

2)對滑動軸承的典型結構、軸瓦材料及其選用原則有一較全面的認識。3)掌握不完全液體潤滑滑動軸承和液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計原理及設計方法。

二、本章重點、難點及注意事項

1.本章重點： 1)軸瓦材料及其選用。

2)不完全液體潤滑滑動軸承的設計準則及設計方法。3)液體動力潤滑徑向滑動軸承的設計。2.本章難點為液體動力徑向滑動軸承的設計。3.本章內(nèi)容分析及注意事項

1)首先應結合§12-1重點了解軸承的分類、滑動軸承的特點及應用場合。2)滑動軸承的典型結構,包括軸瓦結構,可結合陳列的實物或模型,重點了解各類徑向滑動軸承及軸瓦結構。

3)關于軸瓦,首先應搞清楚為什么要用袖瓦。由于軸瓦的材料和結構對滑動軸承的設計十分重要,因而對軸瓦材料的要求,常用材料的類別應給予一定的重視,掌握這些常用軸瓦材料的性能、特點及其選用原則。

軸瓦上開油孔或油槽的原則及具體開油槽的方法必須搞清楚,這是軸瓦結構設計的一個重要問題。

4)在不完全液體潤滑滑動軸承設計計算的一節(jié)中,對于不完全液體潤滑軸承的失效形式和設計準則(注意與第四章相聯(lián)系)，重點應明確p≤[p]，pV≤[pV]，V≤[V] 的物理實質在于保證摩擦表面間的吸附油膜不致破裂。因為p間接地表示了軸瓦中的壓應力,所以從強度和疲勞觀點出發(fā)需要限制p,另外,從宏觀角度看,為了控制兩摩擦表面的局部接觸壓力,以減小磨損,也需要限制p的值,而pV,從理論上講表征了軸承單位承壓面積上單位時間內(nèi)產(chǎn)生的摩擦熱量,能否保證形成吸附油膜等,因而是不完全液體潤滑滑動軸承承載能力的→個重要指標；驗算V的原因,教材中已作了說明,這里就不贅述了。

不完全液體潤滑徑向滑動軸承和止推滑動軸承的設計計算雖方法類同,但應注意它們在計算p,V及確定[p]，[pV] 時的區(qū)別。

5)關于§12-7內(nèi)容的說明

本節(jié)主要要求掌握以下幾個基本內(nèi)容 : ①流體動力潤滑基本方程及其在設計計算中的應用在推導一維流動的動壓軸承的基本方程時要注意基本假設,即推導公式時的前提。具體的推導過程并不主要,重要的是根據(jù)式（12-8）以得出形成動壓油膜的基本條件。由此,使第四章中有關液體動力潤滑的物理解釋得到嚴密的理論證明。②液體潤滑徑向滑動軸承形成液體動力潤滑的過程學習這一段內(nèi)容的中心目的,是為了使學生理解滑動軸承動壓油膜形成過程中各階段里的物理現(xiàn)象,以加深認識。

③徑向滑動軸承的幾何關系和承載量系數(shù)

a)徑向滑動軸承幾何計算的核心在于求出油膜厚度的表達式,其中特別是hmin的表達式。在式(12-12)中引入了兩個無量綱量,即相對間隙Ф和偏心率χ。χ的大小在徑向軸承理論中有重要意義,它實際上反映了軸承的承載能力。

b)滑動軸承的承載量系數(shù) 在§12-7中討論的基本方程[式(12-8)]是假定z軸方向無限長,實際上使用的均為有限寬軸承,因而在計算滑動軸承的承載能力時,必須考慮側漏的影響。由式(12-22)可見,滑動軸承的承載能力取決于軸承的包角(指進油口與出油口之間的夾角),偏心率和寬徑比。

這里需要說明的是,為什么滑動軸承計算中大量采用了無量綱量。因為由相似分析可知,有量綱的問題, 在用相對單位度量時,就可轉化為相同的無量綱問題。為了數(shù)據(jù)的推廣和應用,在分析軸承的性能和數(shù)據(jù)時, 常整理成無量綱之間的函數(shù)依賴關系,這樣就可把針對某特定結構、參數(shù)的軸承計算所得的性能數(shù)據(jù),推廣 到與此軸承結構、參數(shù)相似的一系列軸承上去。因而對軸承的承載能力引入了無量綱系數(shù)CP[見式(12-22)] , 稱之為承載量系數(shù)。對于理解承載量系數(shù),應注意如下幾點:(a)Cp?f(?,?,B/d)；

F?2(b)承載量系數(shù)Cp? ,其中F為承載力(即外載荷)。因而只有在工作情況和

2?VB參數(shù)（如η ,V,B,?)不變的情況下,Cp與F的大小變化才相一致。當工作情況、參數(shù)不同時,則兩者不一定相一致,即承載量系數(shù)大,不一定承載力也大；

(c)在同樣運轉情況下(如F,V 不變),比較具有不同結構參數(shù)的軸承的承載能力的大小時,不難看出,具有較大hmin的軸承或者具有較小偏心距e的軸承,承載能力較大；

(d)只有其它情況均不變時 ,hmin 越小(即χ越大),則承載力就越大。然而由于兩相對運動表面的加工不平度,軸的剛性及軸承與軸頸的幾何形狀誤差的限制，hmin不能無限縮小,因而提出了許用油膜厚度 [h]的問題。為了工作可靠,必須滿足式(12-25)。

④學習軸承的熱平衡計算這部分內(nèi)容要注意以下幾個問題：

a)首先要搞清為什么要進行熱平衡計算；其次,再搞清楚為什么熱平衡計算最后歸結為控制其泊的入口溫度,即應滿足35°≤ti≤40℃。

b)在式(12-28)中,軸承的耗油量系數(shù)也是一個無量綱量。由于計算單位時間內(nèi)的耗油量很復雜,精確計算耗油量應包含三個部分,即承載區(qū)的油泄流量,非承載區(qū)的油泄流量以及油溝處的油泄流量。故在軸承設計中往往采用大量分析計算

??作出了不同B/d時的Q?VBd曲線,學習時應注意B/d、χ耗油量系數(shù)與B/dx的關系,并對曲線的變化形態(tài)作出物理解釋。

c)在式(12-28)中,有關軸承中的摩擦系數(shù)計算公式的推導,請參閱濮良貴主編《機械設計》第五版中304頁。

⑤學習參數(shù)選擇這一部分內(nèi)容時,主要應理解寬徑比B/d、相對間隙ψ和粘度對軸承工作性能的影響,并掌握其選擇原則。

6)§12-8簡介了無潤滑軸承、多油模軸承及液體靜壓滑動軸承等。教學時應注意如下幾點: ①無潤滑軸承大多采用各種工程塑料制造 , 應了解這些材料 的性能及特點。主要設計參數(shù)的選擇原則和承載能力的簡化估算方法。

②多油模軸承的類型、結構特點及工作原理。

③液體靜壓軸承的承載原理及特點(包括定量供油和定壓供油)。要了解多油腔靜壓軸承的工作原理。對于節(jié)流器,重點在于搞清節(jié)流器的作用。教材中雖然僅介紹了毛細管節(jié)流器的結構簡圖,但其它型式的節(jié)流器,如小孔節(jié)流器、滑閥節(jié)流器、薄膜反饋節(jié)流器等，不難從有關闡述靜壓技術的書籍中查到。

三、本章教學工作的組織及學時分配

本章的教學內(nèi)容安排4個學時。以多媒體手段介紹結構圖，以板書推導和實物共同完成該章的教學任務。

第十三章滾動軸承

一、本章主要內(nèi)容、特點及學習要求

1.本章主要內(nèi)容為滾動軸承的選擇和軸承裝臵的設計。

2.本章特點是：滾動軸承是一個多種元件的組合體(部件)，是由專門工廠大量生產(chǎn)的標準件，而且是用試驗與統(tǒng)計的方法按90%的可靠度來規(guī)定它的基本額定動載荷的，因而在計算理論和方法上都與其它各章有著較大的區(qū)別。

3.本章的教學要求可以概括為兩點：一是要能正確地選擇軸承的代號(包括類型、結構、尺寸、公差等級、技術性能等特征)；二是要能根據(jù)選定的軸承(代號)合理地設計出軸承裝臵，以保證正確地使用軸承。

二、本章重點、難點及注意事項

1.本章重點是軸承尺寸的選擇,也就是如何最后確定所需軸承的代號。2.本章難點是向心推力軸承(指角接觸球軸承與圓錐滾子軸承,下同)的受力分析。這是由于向心推力軸承的受力分析較為復雜,后面將對這個問題作一些補充分析與說明。

3.注意事項

1)為了能夠正確地選擇軸承的類型,必須注意了解滾動軸承的主要類型、性能、特點及代號等；為了能夠正確地使用軸承,必須注意分析對比各種軸承裝臵的結構特點和適用場合(包括考慮軸承的類型、工況、裝拆、固定、調整、預緊、潤滑、密封等)。

2)為了正確選擇軸承的尺寸,必須注意對滾動軸承壽命值的概率意義有深刻的理解,搞清壽命計算的理論和方法的特點。

3)正確的受力分析是軸承壽命計算的基礎。在選擇軸承尺寸時,首先要根據(jù)外載荷弄清楚每一個軸承所受到的徑向載荷和軸向載荷值。這里,向心推力軸承所受的徑向載荷與軸向載荷的計算,又是這一部分的難點,應該予以特別注意。

4)進行滾動軸承壽命計算時所用的載荷是當量動載荷。當量動載荷可由表13-5確定載荷系數(shù)X 和Y之后,根據(jù)軸承的軸向載荷和徑向載荷利用公式(13-8)求得。因此,應充分掌握表13-5的使用方法①。

5)對于那些在工作載荷下基本上不旋轉的軸承,或者慢慢地擺動以及轉速極低的軸承，均應按照軸承的靜強度來選擇軸承的尺寸。

6)正確地進行軸承裝臵設計對于保證軸承的正常工作是非常重要的。為了滿足同樣的要求，可能有不同的設計方案。講授這一部分內(nèi)容時要注意引導學生分析比較，多看一些圖冊作為參考。

三、本章內(nèi)容的分析與補充 1．滾動軸承類型的選擇(§13—3)本節(jié)敘述進行滾動軸承類型選擇時要考慮的主要因素，包括軸承所受的載荷、軸承的轉速、調心性能的要求、軸向游動的要求以及安裝和拆卸的要求等。在這些因素中，軸承所受的載荷(包 括大小和方向)和轉速的大小一般是最主要的。調心性能和軸向游動的要求，只是在某些特殊情況(例如多支點長軸或工作時有較大的溫度差時)才需要考慮。但是在任何情況下，軸承應保證軸相對于軸承座體有確定的軸向位臵。因此，一般不能在同一根軸的兩邊都采用沒有軸向限位作用的圓柱滾子軸承。另外，對某些在特殊條件下使用的軸承，還可能提出特殊的要求，例如當徑向尺寸受限制時，可能要使用滾針軸承或不包括內(nèi)圈的圓柱滾子軸承；當軸向尺寸受限制時，可能要使用內(nèi)圈分為兩半的角接觸球軸承等等。2．滾動軸承的工作情況(§13—4)這一節(jié)首先分析了軸承工作時軸承元件上的載荷分布及應力變化的情況。通過分析可知，固定套圈上承受最大載荷部位附近的區(qū)域承受較嚴重的變應力，容易產(chǎn)生疲勞破壞。這一現(xiàn)象當內(nèi)圈固定，外圈轉動時更為嚴重。

本節(jié)還討論了向心推力軸承承受軸向載荷的大小對軸承中各滾動體上載荷分布情況的影響。現(xiàn)對這部分內(nèi)容強調以下幾點：

1)接觸角α和載荷角β。接觸角α是由向心推力軸承本身的結構所確定的一個角度。它是每一個滾動體與外圈滾道接觸處的法線方向與軸頸的半徑方向之間的夾角，而載荷角β則是分配到該軸承上的徑向載荷與軸向載荷的合力與徑向載荷之間的夾角，因而是由外載荷所確定的。

2)當一個向心推力軸承受到徑向載荷R與軸向載荷A的共同作用時,將有若干個滾動體同時受載。由于有接觸角α,每一個滾動體對所受載荷的反力都可以分解為兩個分力。一個為徑向分力,另一個為軸向分力。而對于一個處于平衡狀態(tài)的軸承,它的所有受載滾動體的徑向分力之和(合力)一定與該軸承所受的徑向載荷R平衡。所有受載滾動體的軸向分力之和(合力)一定與該軸承所受的軸向載荷A平衡。

3)分析表明,隨著作用到軸承上的軸向載荷的增大,受載滾動體的數(shù)目將增多。應該看到,受載滾動體的數(shù)目過少,例如少于一半,是不正常的,可以說并沒有發(fā)揮軸承的潛力。因此,在一定范圍內(nèi)增加作用在軸承上的軸向載荷,對軸承的工作壽命并沒有不利的影響。這也從某種程度上解釋了為什么在表13-5中的系數(shù) Y的值,在一定條件下等于零。3.滾動軸承尺寸的選擇(§13-5)滾動軸承尺寸的選擇通常依據(jù)安裝軸承處的結構尺寸、軸承承受載荷的大小、軸承的壽命和可靠性的要求進行的。一般情況下,首先初選軸承的尺寸,然后進行軸承壽命的驗算。因此,關于滾動軸承壽命的計算方法是本節(jié)的主要內(nèi)容,這也是本章的重點內(nèi)容之一。l 〉基本額定壽命 軸承的壽命是指軸承的套圈或滾動體的疲勞壽命。一批相同軸承的疲勞壽命總是離散的,并服從一定的統(tǒng)計規(guī)律。因此,軸承的壽命必然與疲勞失效的概率或可靠度有關?？煽慷葹?0%時的軸承壽命稱為基本額定壽命,用L10表示。圖13-11中表示一組在相 同條件下運轉的軸承的壽命分布(作用在軸承上的載荷恰好等于基本額定動載荷)。從分布曲線可以看出，軸承最長的實際壽命可超過最短壽命的20倍，有50% 的軸承實際壽命可達基本額定壽命的5倍以上。

2)基本額定動載荷

軸承的基本額定動載荷是反映滾動軸承承載能力的一項重要性能參數(shù)，其含義為：在該載荷作用下，軸承的基本額定壽命恰好為106轉。對于一個具體的滾動軸承,基本額定動載荷是其固有的一個確定值，該值是由實驗并經(jīng)過理論分析得到的。各類滾動軸承的基本額定動載荷的值可由滾動軸承產(chǎn)品樣本或滾動軸承手冊中查得。

國家標準(見78頁注①)對向心軸承的基本額定動載荷用徑向基本額定動載荷Cr表示，對推力軸承用軸向基本額定動載荷Ca表示。為了簡化敘述，教材中統(tǒng)一用C表示Cr和Ca。上述國標中所謂的向心軸承是指主要用于承受徑向載荷的，公稱接觸角為00≤α≤ 45 0的滾動軸承；而推力軸承是指主要用于承受軸向載荷的，公稱接觸角為45<α≤ 90的滾動軸承。3)滾動軸承壽命計算公式

教材中給出了兩個軸承壽命計算公式,公式(13-4)和公式(13-18)。前者用于計算軸承的基本額定壽命L10； 而后者用于計算軸承的修正額定壽命Ln。基本額定壽命的計算是最基本的內(nèi)容,公式(13-4)應熟練掌握。用公式(13-18)計算的修正額定壽命,是僅考慮了不同可靠度要求的修正額定壽命。因為滾動軸承的可靠度計算方法是各類機械零件可靠度計算方法中最為成熟的,并且已列入國家標準,因此在本章中給以特別介紹。關于考慮了其它影響因素后,修正額定壽命的計算方法可查閱國家標準(見78頁注①)。

4)滾動軸承的當量動載荷

國家標準(見78頁注①)。對于向心軸承的當量動載荷用徑向當量動載荷Pr表示；對于推力軸承用軸向當量動載荷Pa表示。為了簡化敘述，教材中統(tǒng)一用P表示Pr和Pa，因此計算公式也統(tǒng)一為公式(13-8)。對于不同的滾動軸承,公式(13-8)中的X、Y系數(shù)值應根據(jù)目前最新國家標準查得。教材的表13-5 中列出的一部分常用滾動軸承的X、Y值是摘自1989年版《滾動軸承產(chǎn)品樣本》,前已說明,實用中應按目前最新國家標準查取。

5)角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的徑向載荷R與軸向載荷A的計算

根據(jù)軸上所受外載荷計算每一個支點(軸承)上所受的徑向載荷R與軸向載荷A是軸承壽命計算的重要步驟。這一工作對于角接觸球軸承和圓錐滾子軸承而言,由于接觸角α≠0。而使情況復雜化。

將軸上所受的徑向外載荷分解為兩個分別作用在兩個支點上的平行分力R1與凡是容易做到的。但由于接觸角α的存在會使R1 和R2的作用點的位臵發(fā)生變動(參閱圖13-13)。當兩軸承間的距離不是很小時,這種變動量相對來說不是很大,因而可以用兩端軸承各自寬度的中點分別作為R1和R2的作用點。根據(jù)軸系所受的外載荷來確定兩端軸承各受多少徑向載荷和軸向載荷是按以下原則進行的。①當Fr、Ft、Fa等外載荷已定時，R1、R2 已定。

②由于Rl和R2以及接觸角α≠0，所有受載滾動體將產(chǎn)生軸向分力(或稱派生的軸向力)，它們的合力對兩個支點分別記為S1和S2。正如前面已經(jīng)指出的,同樣的R1、R2,由于接觸滾動體的數(shù)目不同,可以產(chǎn)生不同的 Sl、S2。在正確安裝時,將保證不

第三篇：機械設計基礎教案

機械設計基礎教案

專業(yè) 環(huán)境工程

年級 2004 級

課程性質 選 修

主講教師 薛 勇

第一章．

1．章節(jié)名稱：§1．緒論 1.1機器的組成及其特征；1.2機械設計的基本要求及程序

2．教學序次：第一講

3．教學內(nèi)容：機器的組成及其特征；機械設計的基本要求及程序。4．教學目標：熟悉機器的基本概念及其主要組成；熟悉機械設計的基本概念和要求。

5．本次課重點：機器的基本概念及其主要組成；機械設計的基本要求。6．本次課難點：機械與機構概念的建立

7．教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——圖01—圖03）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（舉例：自行車、鐘表等構件及組成；其零件形狀特征等。。）

8．教學基本要求：熟悉零件、構件、機構基本概念及其主要組成；了解機器的主要組成、熟悉機械設計基本要求。

9．課后要求：

作業(yè)——思考題（A.什么是機器？B.機器的基本組成有哪些？C.機械設計的基本要求是什么？）

10． 參考資料

第二章．

1．章節(jié)名稱：§2．平面機構的運動簡圖及自由度 2.1平面機構的組成；2.2平面機構的運動簡圖；2.3平面機構的自由度）

2．教學序次：第二、三講

3．教學內(nèi)容：平面機構的組成；平面機構的運動簡圖；平面機構的自由度。4．教學目標：熟悉運動副的基本概念；掌握機構運動簡圖的畫法；熟悉平面機構自由度的計算方法。

5．本次課重點：機構運動簡圖的畫法；平面機構自由度的計算方法及注意的問題。

6．本次課難點：零件及構件的簡化；復合鉸鏈及虛約束的判定；三心定理 的推導及應用等。

7．教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——圖1.1—圖1.24）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹重點和難點內(nèi)容）；例題（講解教材例題1.1—和1.7,例題1.8學生自學）

8．教學基本要求：熟悉運動副的基本概念，學會高副與低副的區(qū)別方法；掌握機構運動簡圖的畫法；熟悉平面機構自由度的計算方法；了解三心定理的基本概念及在機構分析中的應用方法。

9．課后要求：

作業(yè)——思考題（A.何謂構件？何謂機構？兩者的區(qū)別是什么？B.何謂運動副？高副和低副是如何確定的？C.什么是平面機構？平面機構和空間和空間機構是如何區(qū)別的？D.平面機構自由度計算時應注意那些問題？E.復合鉸鏈、局部自由度和虛約束的定義是什么？舉例說明其判別方法）。

作業(yè)——計算題（教材P16~P19，3、4、6、7、10、12、14、16）10． 參考資料

第三章．

1.章節(jié)點名稱：§3．平面連桿機構 3.1鉸鏈四桿機構的基本型式和特性；3.2鉸鏈四桿機構有整轉副的條件；3.3鉸鏈四桿機構的演化；3.4平面四桿機構的設計

2.教學序次：第五、六、七講。

3.教學內(nèi)容：鉸鏈四桿機構的基本型式和特性；鉸鏈四桿機構有整轉副的條件；鉸鏈四桿機構的演化；平面四桿機構的設計。

4.教學目標：熟悉鉸鏈四桿機構的基本概念和組成；熟悉常用機構的運動特點；理解鉸鏈四桿機構有整轉副的條件；了解鉸鏈四桿機構的演化類型及其運動特點；了解平面四桿機構的設計方法和步驟。

5.本次課重點：鉸鏈四桿機構的概念及基本組成；曲柄搖桿機構的運動特性；雙曲柄和雙搖桿機構的運動特點；鉸鏈四桿機構有整轉副的條件；平面四桿機構的設計方法。

6.本次課難點：平面四桿機構的設計方法。

7.教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——圖2.1—圖2.27）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹曲柄搖桿機構的運動特性；平面四桿機構的設計方法等）。

8.教學基本要求: 熟悉鉸鏈四桿機構的基本概念和組成；熟悉雙曲柄和雙搖桿機構的運動特點；理解鉸鏈四桿機構有整轉副的條件；學會按給定的形成速度變化系數(shù)和按給定連桿位置設計平面四桿機構。

9.課后要求: 作業(yè)——思考題（A.什么是鉸鏈四桿機構？其主要類型和運動特性有哪些？B.雙曲柄機構、雙搖桿機構及曲柄搖桿機構是如何區(qū)別的？其運動方式各有什么不同？C.鉸鏈四桿機構的演化類型有哪些？其運動方式各有什么特點？D.平面四桿機構共有幾種設計方法？其各自的特點是什么？

作業(yè)——計算題

（教材P35~P37，2-

1、2-

2、2-

4、2-

6、2-

8、2-10）10．參考資料

第四章．

1．章節(jié)點名稱：§4.齒輪傳動 4.1齒輪機構的特點和類型；4.2齒輪實現(xiàn)定角速比傳動的條件；4.3漸開線齒廓；4.4齒輪各部分名稱及漸開線標準齒輪的基本尺寸；4.5漸開線標準齒輪的嚙合；4.6輪齒的失效和齒輪的材料；4.7標準直齒圓柱齒輪傳動的強度計算；4.8平行軸斜齒輪機構；4.9圓錐齒輪機構

2．教學序次：第八、九、十講

3．教學內(nèi)容：齒輪機構的特點和類型；齒輪實現(xiàn)定角速比傳動的條件；漸開線齒廓；齒輪各部分名稱及漸開線標準齒輪的基本尺寸；漸開線標準齒輪的嚙合；輪齒的失效和齒輪的材料；標準直齒圓柱齒輪傳動的強度計算；平行軸斜齒輪機構；圓錐齒輪機構。

4．教學目標：熟悉齒輪傳動的運動特點和適用范圍；理解齒廓實現(xiàn)定傳動比的條件；掌握漸開線齒廓的形成原理和運動特性；熟悉漸開線標準齒輪的基本結構和參數(shù)；理解漸開線標準齒輪的正確嚙合條件。

5．本次課重點：齒輪嚙合基本定律；漸開線的形成和特性；漸開線齒輪的主要參數(shù)及幾何尺寸；漸開線標準齒輪的嚙合。

6．本次課難點：齒輪嚙合基本定律；漸開線標準齒輪的嚙合。

7．教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——圖4.1—圖4.25）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹齒輪嚙合基本定律、漸開線齒廓的形成和特性、漸開線標準齒輪的嚙合條件等）。

8． 教學基本要求：熟悉齒輪傳動的運動特點和適用范圍；理解齒廓實現(xiàn)定傳動比的條件；掌握漸開線齒廓的形成原理和運動特性；熟悉漸開線標準齒輪的基本結構和參數(shù)；理解漸開線標準齒輪的正確嚙合條件；了解斜齒輪和圓錐齒輪機構的性能特點。

9．課后要求：

作業(yè)——思考題（A.齒輪傳動的特點是什么？B.齒輪機構主要有哪些類型？主要適用于那些場合？C.齒輪時如何實現(xiàn)定角速比傳動的？其條件是什么？D.漸開線齒廓是如何形成的？其傳動特性是什么？E.齒輪主要有哪些部分組成？其基本參數(shù)是如何表示的？F.漸開線標準齒輪的的正確嚙合條件是什么？其標準中心距和重合度是如何計算的？G.漸開線齒輪的加工方法主要有哪些？分別是如何加工的？H.齒輪的失效方式主要有哪些？應如何防止？I.制造齒輪的常用材料有哪些？J.標準直齒圓柱齒輪傳動的強度使如何計算的？）

作業(yè)——計算題（教材P72~P73，4-

3、4-

4、4-

6、4-

8、4-

11、4-12）10． 參考資料

第五章．

1．章節(jié)點名稱：§5.輪系 5.1齒輪系的分類；5.2定軸輪系傳動比的計算；5.3周轉輪系及其傳動比的計算；5.4復合輪系及其傳動比

2．教學序次：第十一、十二講

3．教學內(nèi)容：齒輪系的分類；定軸輪系傳動比的計算；周轉輪系及其傳動比的計算；復合輪系及其傳動比

4．教學目標：了解常用輪系的類型及工作特點；掌握輪系的主要組成及傳動比的計算方法；理解周轉輪系的組成特點和傳動比的計算方法；了解復合輪系的結構及傳動比的計算特點。

5．本次課重點：定軸輪系及其傳動比；周轉輪系及其傳動比；復合輪系及其傳動比。

6．本次課難點：周轉輪系及其傳動比；復合輪系及其傳動比。

7．教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——圖5.1—圖5.15）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹周轉輪系及其傳動比；復合輪系及其傳動比。）；例題（講解教材例題5-

1、5-

3、5-4，例題5-2等學生自學）

8．教學基本要求：了解常用輪系的類型及工作特點；掌握輪系的主要組成及傳動比的計算方法；理解周轉輪系的組成特點和傳動比的計算方法。

9．課后要求：

作業(yè)——思考題（A.定軸輪系的主要組成有哪些？其傳動比是如何計算的？B.周轉輪系的結構特點是什么？主要有哪些類型？C.行星輪系與定軸輪系比較，其傳動比的計算特點是什么？D.復合輪系的結構與計算特點是什么？）。

作業(yè)——計算題（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.章節(jié)點名稱: §6.機械零件設計概論 6.1機械零件設計概述；6.2機械零件的強度；6.3機械零件的接觸強度；6.4機械零件的耐磨性；6.5機械零件常用材料及其選擇；6.6公差配合、表面粗糙度和優(yōu)先數(shù)系；6.7機械零件的工藝性及標準化。

2.教學序次：第十四、十五、十六講

3.教學內(nèi)容：機械零件的強度；機械零件的接觸強度；機械零件的耐磨性；機械零件常用材料及其選擇；公差配合、表面粗糙度和優(yōu)先數(shù)系；機械零件的工藝性及標準化。

4.教學目標：了解機械零件設計的基本要求和步驟；熟悉機械零件強度的計算方法；了解機械零件接觸強度的基本概念；熟悉機械制造常用材料的種類及其選擇方法；了解公差配合、表面粗糙度及優(yōu)先數(shù)系的基本概念；了解機械零件工藝性及標準化的基本原則。

5.本次課重點：機械零件的強度；機械零件的接觸強度；機械制造常用材料的確定及選擇方法；公差配合；機械零件的工藝性及標準化。

6.本次課難點：機械零件的接觸強度；公差配合。

7.教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——圖9.1—圖9.12）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹機械零件的強度、性能、常用材料及公差配合等）；例題（講解教材例題9-

1、9-2，例題9-3學生自學）8.教學基本要求：了解機械零件設計的基本要求；熟悉機械零件強度的計算方法；了解機械零件接觸強度的基本概念；熟悉機械制造常用材料的種類及其選擇方法；了解公差配合、表面粗糙度及優(yōu)先數(shù)系的基本概念及機械零件工藝性及標準化的基本原則。

9.課后要求：

作業(yè)——思考題[A.簡要說明機械零件失效的基本概念及類型；B.簡述機械零件的設計步驟；C.說明名義載荷、計算載荷、計算應力及許用應力的基本概念；D.何謂接觸強度？零件抗壓強度與接觸強度的區(qū)別是什么？E.何謂機械零件的耐磨性？簡述零件磨損的主要形式。F.機械零件常用材料（包括金屬與非金屬）主要有哪些？簡述其選擇原則；G.簡述公差配合的基本概念（包括公差、公差帶、配合、基準制等）；H.說明機械零件工藝性及標準化的基本原則]。

作業(yè)——計算題[教材P128-P130，9-

2、9-

4、9-

5、9-

8、9-

11、9-

14、9-

15、9-16]。

第七章．

1.章節(jié)點名稱：§7.聯(lián)接 7.1螺紋參數(shù)；7.2螺旋副的受力分析、效率和自鎖；7.3機械制造常用螺紋；7.4螺紋聯(lián)接的基本類型及螺紋緊固件；7.5螺紋聯(lián)接的預緊和防松；7.6螺栓聯(lián)接的強度計算；7.7螺栓的材料和許用應力；7.8提高螺栓聯(lián)接強度的措施；7.9螺旋傳動；7.10鍵聯(lián)接和花鍵聯(lián)接；7.11 銷聯(lián)接

2.教學序次：第十七、十八、十九講

3.教學內(nèi)容：螺紋參數(shù)；螺旋副的受力分析、效率和自鎖；機械制造常用螺紋；螺紋聯(lián)接的基本類型及螺紋緊固件；螺紋聯(lián)接的預緊和防松；螺栓聯(lián)接的強度計算；螺栓的材料和許用應力；提高螺栓聯(lián)接強度的措施；螺旋傳動；鍵聯(lián)接和花鍵聯(lián)接；銷聯(lián)接。

4.教學目標：掌握螺旋副受力分析方法，理解其效率和自鎖的基本原理；熟悉螺紋聯(lián)接的基本類型及螺紋禁錮件的主要組成；了解螺紋聯(lián)接的常用預緊和防松方法；掌握螺栓聯(lián)接強度的常用計算方法；熟悉螺栓所用材料的確定及許用應力的計算方法；熟悉提高螺栓聯(lián)接強度的常用措施；了解螺旋傳動的基本原理、螺桿強度及穩(wěn)定性的計算與校核的基本步驟；了解鍵聯(lián)接與花鍵聯(lián)接的基本類型 和強度校核的方法。

5.本次課重點：螺旋副的受力分析、效率和自鎖的基本原理；螺紋聯(lián)接的基本類型及螺紋緊固件的主要組成；螺紋聯(lián)接的常用預緊和防松方法；螺栓聯(lián)接（緊螺栓、松螺栓）強度的計算方法；螺栓所用材料的選擇及許用應力的計算方法；提高螺栓聯(lián)接強度的常用措施；螺桿強度及穩(wěn)定性的計算與校核；鍵聯(lián)接與花鍵聯(lián)接的基本類型和強度校核。

6.本次課難點：螺旋副的受力分析、效率和自鎖的基本原理；螺栓聯(lián)接（緊螺栓、松螺栓）強度的計算方法。

7.教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——圖10.1—圖10.42）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授[著重介紹螺旋副的受力分析、效率和自鎖的基本原理；螺栓聯(lián)接（緊螺栓、松螺栓）強度的計算方法；螺栓所用材料的選擇及許用應力的計算方法；螺桿強度及穩(wěn)定性的計算與校核；鍵聯(lián)接與花鍵聯(lián)接的基本類型和強度校核]。例題（講解教材例題10-

1、10-

2、10-4，例題10-3學生自學）

8.教學基本要求：掌握螺旋副受力分析方法，理解其效率和自鎖的基本原理；熟悉螺紋聯(lián)接的基本類型及螺紋禁固件的主要組成；掌握螺栓聯(lián)接強度的常用計算方法；熟悉螺栓所用材料的確定及許用應力的計算方法；理解螺桿強度及穩(wěn)定性的計算與校核的基本步驟；了解鍵聯(lián)接與花鍵聯(lián)接的基本類型和強度校核的方法。

9.課后要求：

作業(yè)——思考題[A.何謂聯(lián)接？常用聯(lián)接有哪些類型？B.螺紋參數(shù)有哪些？分別是如何表示的？C.矩形與非矩形螺紋的摩擦力矩是如何計算的？D.螺旋副效率是如何計算的？E.機械制造中的常用螺紋有哪些？其使用特點是什么？F.螺紋聯(lián)接的基本類型及螺紋緊固件基本組成有哪些？G.松螺栓聯(lián)接與緊螺栓聯(lián)接的受力有哪些差異？H.螺栓的常用材料有哪些？其許用應力分別是如何確定的？I.提高螺栓聯(lián)接強度的措施主要有哪些？J.螺旋傳動主要有哪些類型？其耐磨性、強度、穩(wěn)定性是如何計算的？K.鍵聯(lián)接的主要類型有哪些？其強度校核是如何進行的？L.銷聯(lián)接的主要類型和使用特點是什么？]。

作業(yè)——計算題[教材P157-P158，10-

1、10-

3、10-

4、10-

6、10-

10、10-15]。第八章

1.章節(jié)點名稱：§8.蝸桿傳動 8.1蝸桿傳動的特點和類型；8.2圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)和幾何尺寸；8.3蝸桿傳動的實效形式、材料和結構；8.4圓柱蝸桿傳動的受力分析；8.5圓柱蝸桿傳動的強度計算；8.6圓柱蝸桿傳動的效率、潤滑和熱平衡計算。

2.教學序次：第二十、二十一、二十二講

3.教學內(nèi)容：蝸桿傳動的特點和類型；圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)和幾何尺寸；蝸桿傳動的實效形式、材料和結構；圓柱蝸桿傳動的受力分析；圓柱蝸桿傳動的強度計算；圓柱蝸桿傳動的效率、潤滑和熱平衡計算。

4.教學目標：熟悉蝸桿傳動的特點；了解蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸的表示方法；理解蝸桿傳動的受力分析和強度計算方法；掌握蝸桿傳動的效率及熱平衡計算方法。

6.本次課難點：蝸桿傳動的受力分析和強度計算方法。

7.教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——教材圖12.1—圖12.11）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)和幾何尺寸；圓柱蝸桿傳動的受力分析；圓柱蝸桿傳動的強度計算；圓柱蝸桿傳動的效率等。）；例題（講解教材例題12-

1、12-

2、12-3）

8.教學基本要求：熟悉蝸桿傳動的特點；了解蝸桿傳動的主要參數(shù)及幾何尺寸的表示方法；理解蝸桿傳動的受力分析和強度計算方法；掌握蝸桿傳動的效率及熱平衡計算方法。

9.課后要求：

作業(yè)——思考題[A.蝸桿傳動有哪些類型？蝸桿傳動的主要特點是什么？B.圓柱蝸桿傳動的主要參數(shù)有哪些？其幾何尺寸是如何計算的？C.蝸桿傳動的主要失效形式是什么？D.蝸桿與蝸輪的常用材料有哪些？圓柱蝸桿傳動的強度是如何計算的？E.蝸桿傳動的效率如何計算？]。

作業(yè)——計算題[教材P192-P193，12-

2、12-

4、12-

6、12-8]。.第九章，1.章節(jié)點名稱：§9帶傳動和鏈傳動 9.1帶傳動的類型和應用；9.2帶傳動的受力分析；9.3帶的應力分析；9.4帶傳動的彈性滑動和傳動比；9.5普通V 帶傳動的計算；9.6 V帶輪的結構。

2.教學序次：第二十三、二十四講

3.教學內(nèi)容：帶傳動的類型和應用；帶傳動的受力分析；帶的應力分析；帶傳動的彈性滑動和傳動比；普通V帶傳動的計算；V帶輪的結構。

4.教學目標：熟悉帶傳動的受力分析方法；理解帶的應力分析方法；掌握帶傳動的彈性滑動與傳動比的計算；掌握普通V帶的計算方法。

5.本次課重點：帶傳動的受力分析方法；帶的應力分析方法；帶傳動的彈性滑動與傳動比的計算；普通V帶的計算方法。

6.本次課難點：帶的應力分析方法；帶傳動的彈性滑動與傳動比的計算。7.教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——教材圖13.1—圖13.18）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹帶傳動的受力分析；帶的應力分析；帶傳動的彈性滑動和傳動比；普通V帶傳動的計算等。）；例題（講解教材例題13-1；例題13-2學生自學）

8.教學基本要求：熟悉帶傳動的受力分析方法；理解帶的應力分析方法；掌握帶傳動的彈性滑動與傳動比的計算；掌握普通V帶的計算方法。

9.課后要求：

作業(yè)——思考題[A.帶傳動主要有哪些類型？主要應用于那些場合？B.帶傳動松邊和緊邊拉力有什么不同？C.帶傳動最大應力發(fā)生在何處？為什么？D.彈性滑動是如何發(fā)生的？其傳動比如何計算？E.簡述普通V帶的類型和結構；F.說明單根普通V帶許用功率的計算及普通V帶型號和根數(shù)的確定方法；G.簡述V帶輪的結構特點]。

作業(yè)——計算題[教材P223-224，13-

1、13-

2、13-6]。

第十章

1.章節(jié)點名稱：§10.軸 10.1軸的功用和類型；10.2軸的材料；10.3軸的結構設計；10.4軸的強度計算；10.5軸的剛度計算；10.6軸的臨界轉速的概念。

2.教學序次：第二十五、二十六講

3.教學內(nèi)容：軸的功用和類型；軸的材料；軸的結構設計；軸的強度計算；軸的剛度計算；軸的臨界轉速的概念。4.教學目標：了解軸的主要功用和基本類型；熟悉軸的常用材料；了解軸的結構設計方法；掌握軸的強度計算方法；熟悉軸的剛度計算方法；了解軸的臨界轉速的概念。

5.本次課重點：軸的功用和類型；軸的常用材料；軸的強度和剛度計算。6.本次課難點：軸的強度計算；軸的結構設計。

7.教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——教材圖14.1—圖14.19）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹軸的功用和類型；軸的材料；軸的強度和剛度計算等）；例題（講解教材例題14-

1、14-2）

8.教學基本要求：了解軸的主要功用和基本類型；熟悉軸的常用材料；掌握軸的強度計算方法；熟悉軸的剛度計算方法。

9.課后要求：

作業(yè)——思考題[A.軸在機器中的作用是什么？可分為那幾種類型？B.軸的常用材料有哪些？應如何選擇？C.軸的制造安裝要求有哪些？軸上零件的定位是如何實現(xiàn)的? D.如何改善軸的收力狀況，減少應力集中？E.軸的扭轉強度及彎扭合成強度如何計算？F.為什么要考慮軸的剛度？軸的剛度如何計算？G.為什么要限定軸的臨界轉速？軸速過大會造成何種后果？]。

作業(yè)——計算題[教材P235-236，14-

1、14-

3、14-

5、14-

7、8]。

第十一章

1.章節(jié)點名稱：§11.軸承 11.1滾動軸承的基本類型和特點；11.2滾動軸承的代號；11.3滾動軸承的選擇計算；11.4滾動軸承的潤滑和密封；11.5滾動軸承的組合設計。

2.教學序次：第二十七、二十八講

3.教學內(nèi)容：滾動軸承的基本類型和特點；滾動軸承的代號；滾動軸承的選擇計算；滾動軸承的潤滑和密封；滾動軸承的組合設計。

4.教學目標：熟悉滾動軸承的基本組成和使用特點；了解滾動軸承的基本類型和結構及受力特點；熟悉常用軸承代號的意義；掌握滾動軸承的選擇計算方法；了解滾動軸承的潤滑和密封方法；掌握滾動軸等的常用組合設計方法。

5.本次課重點：滾動軸承的基本類型和特性；滾動軸承的代號及其意義；滾動軸承的選擇和壽命計算方法；滾動軸承的設計方法。6.本次課難點：滾動軸承的選擇和壽命計算方法；滾動軸承的組合設計方法。

7.教學方法和手段：多媒體（PPT圖像——教材圖16.1—圖16.18）；板書（章節(jié)，概念、術語的含義等）；口授（著重介紹滾動軸承的基本類型；滾動軸承的代號及其意義；滾動軸承的壽命計算方法；滾動軸承的設計方法等）；例題（講解教材例題16-

1、16-

2、16-3；學生自學例題16-4）

8.教學基本要求：熟悉滾動軸承的基本組成和使用特點；了解滾動軸承的類型、結構和受力特點；熟悉常用軸承代號的意義；掌握滾動軸承的選擇計算方法；了解滾動軸承的潤滑和密封方法。

9.課后要求：

作業(yè)——思考題[A.滾動軸承一般有那及部分組成？B.滾動軸承的使用特點是什么？C.滾動軸承主要有哪些類型？其主要特性有哪些? D.說明滾動軸承后四位代號的意義。E.滾動軸承主要有哪些失效形式？軸承壽命和當量載荷是如何計算的？F.滾動軸承的常用潤滑和密封方式有哪些？G.滾動軸承組合設計時主要考慮哪些因素？為什么？]。

作業(yè)——計算題[教材P267-268，16-

2、16-

5、16-7]。

第四篇：機械設計基礎緒論教案

緒論

§0-1 本課程研究的對象和內(nèi)容

一、基本術語

1.零件

零件是機器加工(制造)的最小單元體。若將一部機器進行拆卸，拆到不可再拆的最小單元就是零件。2.構件

構件是機構運動的最小單元體，是組成機構的基本要素。構件可能是一個零件，也可能是由若干零件固聯(lián)在一起的一個獨立運動的整體。如圖所示內(nèi)燃機中的連桿。3.機構

機構是用來傳遞運動和力的、有一個構件為機架的、用構件間能夠相對運動的連接方式組成的構件系統(tǒng)。4.機器

機器是由若干機構組成的，用來變換或傳遞能量、物料和信息的裝置。

將其它形式的能量變換為機械能的機器稱為原動機。利用機械能去變換或傳遞能量、物料、信息的機器稱為工作機。機器的主體部分是由機構組成的。

一般機器包含四個基本組成部分：動力部分、傳動部分、控制部分、執(zhí)行部分。

機構與機器的區(qū)別：機構只有一個構件系統(tǒng)，而機器除構件系統(tǒng)之外還包含電氣、液壓等其它裝置；機構只用于傳遞運動(或改變運動形式)和力，而機器除傳遞運動和力之外，還具有變換或傳遞能量、物料、信息的功能。5.機械

機器和機構的總稱。

二、本課程研究的對象和內(nèi)容 研究對象：機械設計。

研究內(nèi)容：機械中的常用機構和通用零件的工作原理、結構特點、基本的設計理論和計算方法。內(nèi)容主要有以下幾個方面： 1.常用傳動機構及機構運動方案設計

⑴ 機構的組成原理

研究構件組成機構的原理以及各構件間具有確定運動的條件。

⑵ 常用機構的分析和設計

對常用機構的運動和工作特點進行分析，并根據(jù)一定的運動要求和工作條件來設計機構。

⑶ 機構運動方案設計

根據(jù)機器的工作要求選擇機構的類型，并將這些機構合理地組合 成為傳動系統(tǒng)。

2.機械零件常用材料及結構強度

主要介紹機械零件常用材料及其選用原則，零件受力及變形的基本形式及其強度計算。3.通用零件設計

根據(jù)使用范圍的不同，機械零件可分為兩類：一類為廣泛用于各種機械的通用零件；另一類則是只用在某些機械中的專用零件。本課程只研究通用零件的設計和選用問題，包括零件工作能力設計和結構設計，以及標準零、部件的選用等問題。4.機械結構設計

從使零部件具有較好的加工和裝配工藝性及技術經(jīng)濟性出發(fā)，進行合理的結構設計。

5.有關機械總體設計中的一些問題

如機械的平衡和調速，機械設計的基本要求和一般步驟，工作循環(huán)圖等。

§0-2

本課程在教學中的地位

機械設計基礎是高等學校工科有關專業(yè)一門重要的技術基礎課。

通過本課程的學習和課程設計實踐，可以培養(yǎng)學生初步具備運用手冊設計機械傳動裝置和簡單機械的能力，為日后從事技術革新創(chuàng)造條件。

§0-3 機械設計的基本要求和一般過程

一、機械設計的基本要求

設計機械應滿足的基本要求是：在滿足預期功能的前提下，性能好、效率高、成本低，在預定使用期限內(nèi)安全可靠、操作方便、維修簡單和造型美觀等。

二、機械設計的一般過程

? 明確設計要求（設計對象的預期功能，有關指標及限制條件）? 提出設計方案

? 總體設計（進行分析計算和經(jīng)濟評價，繪制總體設計圖）? 結構設計（完成施工所需的總裝圖，零件圖和技術文件）? 試制，鑒定（從技術上，經(jīng)濟上作出全面評價）? 產(chǎn)品定型

第五篇：機械設計基礎試卷5答案

機械設計基礎試卷（A5）參考答案

一、填空題

1．17；

2.基孔制、基軸制； 3.膠合、疲勞點蝕、磨損；

4.應力集中 5.傳動機構、執(zhí)行機構；

6.剛性聯(lián)軸器、撓性聯(lián)軸器； 7.棘輪機構、槽輪機構、不完全齒輪機構；

8.心軸、傳動軸、轉軸；

9.帶繞入主動小帶輪處；

10.等速運動規(guī)律；等加速等減速運動規(guī)律、簡諧運動規(guī)律

二、簡答題

1．答：二力平衡條件是作用在同一個剛體上的等值、反向、共線的一對力。

作用力反作用力是作用在相互作用的兩個物體上的等值、反向、共線的一對力。

om?m?m,????202122．兩齒輪的模數(shù)與壓力角分別相等，且均為標準值。1

3．答（1）螺栓連接，適用于被聯(lián)接件不太厚和兩邊都有足夠裝配空間的場合。（2）雙頭螺柱連接，適用于被聯(lián)接件之一太厚，不便制成通孔?；虿牧媳容^軟且需經(jīng)常拆裝的場合。

（3）螺釘連接，適用于被連接零件之一太厚而又不需要經(jīng)常拆裝的場合。

（4）緊定螺釘連接。利用擰入零件螺紋孔中的螺釘末端頂住另一零件的表面或頂入該零件的凹坑中以固定兩零件的相互位置，并可傳遞不大的載荷。

4．答：彈性滑動是由于帶本身是撓性件引起的，只要帶工作就會存在彈性滑動，是不可避免的。打滑現(xiàn)象是由于過載引起的，在工作過程中是可以避免的。

三、解：

1.F=3n－2PL－PH=3×6－2×8－1＝1；有1處虛約束，1處局部自由度，1處復合鉸鏈。2.F=3n－2PL－PH=3×4－2×5－1＝1；有1處局部自由度。

四、解：i?(?1)3Z2?Z4?Z5?Z727?24?81????9

Z1?Z3?Z4?Z618?18?18

n7與n1的轉速相反；Z4為惰輪。

五、解：（a）最長桿與最短桿的長度之和小于或等于其余兩桿之和；以最短桿或其相鄰桿為機架。

（b）左圖：30＋70<50＋60，并以最短桿30為機架，所以該機構為雙曲柄機構。右圖：40＋70>55+50，該機構為雙搖桿機構。六、七、解：（1）該軸承為正裝

（2）S1=0.7Fr1=0.7×1500=1050N；S2=0.7Fr2=0.7×3090=2163N FA+S1=980+1050=2030N

八、解：FA=FB=F；

Mmax?MA?MB?F?

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F??????WZ

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Fmax?40.29KN

F?170?237?103?4F??10?3?40.29KN34?10