《機械設計》復習

機械設計§3-1材料的疲勞特性第三章機械零件的強度※極限應力：sr、srNP22壽命系數：※變應力的五個特征參數（σm、σa、σmax、σmin、r）及其關系，其中只有兩個參數是獨立的。P22※變應力與靜載荷、變載荷的關系。工程上通常采用簡易畫法將等壽命曲線以直線來近似替代§3-2機械零件的疲勞強度計算零件的極限應力圖疲勞安全區屈服安全區第四章摩擦、磨損及潤滑概述第五章螺紋連接和螺旋傳動§5-1螺紋螺紋設計計算題計算螺栓小徑時，精確到小數點后第三位，即使是零也要圈上！不允許取3.14！普通螺紋分粗牙和細牙，一般用粗牙。1、普通螺紋普通螺紋(三角形螺紋)2、矩形螺紋3、梯形螺紋4、鋸齒形螺紋5、圓柱管螺紋

以管的內徑為公稱直徑。6、圓錐螺紋

知道⑴、外徑（大徑）d——在標準中稱公稱直徑。⑵、內徑（小徑）d1——在強度計算中，作為危險截面的計算直徑）。二、螺紋的主要參數⑶、中徑d2⑷、螺距P⑸、導程S⑹、線數n——S=nP知道§5-2螺紋連接的基本類型及標準連接件一、螺紋連接的基本類型1、螺栓連接2、雙頭螺柱連接

3、螺釘連接4、緊定螺釘連接

※應用場合？P64-65螺紋連接在裝配時必須預先擰緊，稱為緊連接。§5-3螺紋連接的預緊§5-4螺紋連接的防松防松的方法很多，就其工作原理，可分為三類：

摩擦防松、機械防松、破壞螺紋副關系的永久防松。螺紋連接防松的實質是防止螺紋副的相對轉動。

※防松措施P71受拉螺栓（普通螺栓）受剪螺栓（鉸制孔用螺栓）§5-5螺栓組連接的設計

一、螺栓組連接的結構設計⑴、連接接合面的幾何形狀常設計成軸對稱的簡單幾何形狀。②當螺栓連接承受彎矩和扭矩時，應使螺栓的位置靠近連接接合面的邊緣，以減少螺栓的受力。⑵、螺栓的布置應使各螺栓的受力合理。

受力合理

受力不合理

①鉸制孔螺栓，在平行于載荷方向不要成排地布置8個以上的螺栓，以免載荷分布過于不均。

⑶、螺栓的排列應有合理的間距和邊距。布置螺栓時，各螺栓軸線間及螺栓軸線和機體壁間的最小距離，應按扳手所需的活動空間的大小來決定。對壓力容器等緊密性要求較高的重要連接，螺栓的間距

不得大于推薦的數值。⑷、分布在同一圓周上的螺栓數目，應取4、6、8等偶數；同一螺栓組中各螺栓的材料、尺寸均應相同，以便于互換、加工、拆裝，且經濟。⑸、避免螺栓承受偏心載荷。⑴、橫向載荷用普通螺栓連接連接靠接合面間的摩擦力平衡外載荷，螺栓只受預緊力。每個螺栓所需的預緊力為F0，根據力平衡有由此得預緊力F0為：（5-9）二、螺栓組連接的受力分析⑵、橫向載荷用鉸制孔螺栓連接受拉螺栓（普通螺栓）受剪螺栓（鉸制孔用螺栓）受拉螺栓、受剪螺栓的傳力方式P74-752、受旋轉力矩T的螺栓組連接⑴、受旋轉力矩用普通螺栓組連接fF0

fF0

⑵、受旋轉力矩用鉸制孔螺栓組連接3、受軸向載荷F∑

的螺栓組連接設螺栓數目為z，則作用在單個螺栓上的軸向載荷F即為：（5-14）4、受傾覆力矩M的螺栓組連接1、僅承受預緊力的緊螺栓連接

二、緊螺栓連接的強度計算

設計式為：14、僅受預緊力作用的緊螺栓連接，在計算時可只按拉伸強度計算，并將預緊力增大30%，其原因是考慮（拉伸和扭轉的聯合作用）。13、對于普通螺栓連接，在擰緊螺母時，螺栓所受的載荷是(拉力和扭矩)。受拉螺栓（普通螺栓）※受拉螺栓、受剪螺栓的主要破壞形式及設計準則P792、承受預緊力和工作拉力（軸向載荷）緊螺栓連接汽缸蓋的螺栓連接拉伸強度條件（5-33）設計式：受橫向工作載荷時，常采用鉸制孔用螺栓連接。螺栓桿與孔壁間無間隙。3、承受工作剪力的緊螺栓連接螺栓桿的剪切強度條件為：螺栓桿的擠壓力度條件為：§5-7螺栓連接件的材料及其許用應力螺紋連接件的許用拉應力:

［σ］＝σs／S（5-37）受剪螺栓（鉸制孔用螺栓）螺紋連接典型習題1、某一受軸向力的緊螺栓聯接，已知螺栓剛度C1=0.5×106N/mm，被聯接件剛度C2=2×106N/mm，螺栓預緊力F0=9000N，螺栓受工作載荷F=5400N，求螺栓所受的總拉力F2及被聯接件之間的殘余預緊力F1。※解：殘余預緊力：

2、如圖所示為一螺栓聯接的力—變形圖。若保證殘余預緊力F1的大小等于其預緊力F0的一半。試求該聯接所能承受的最大工作載荷和螺栓所受的總拉力。解： F1=F0/2F2=F1+FF2=F0+CbF/(Cb+Cm)=2F1+F/2F1+F=2F1+F/2∴F=2F1=F0F2=3F/2=3F0/2=3F1不講3、圖示為一汽缸蓋螺栓聯接。已知汽缸內徑D=200mm，最大工作壓力p=2MPa，缸蓋與缸體用8個螺栓聯接，螺栓相對剛度=0.8，要求螺栓殘余預緊力F1為螺栓最大工作載荷F的1.5倍，試求：※1）單個螺栓所受總拉力F2的大小；2）單個螺栓所受預緊力F0為多少？3）若采用性能等級為4.6的螺栓，計算螺栓小徑。(取安全因數S=1.0)解：1、螺栓總拉力F2的大小（1）汽缸蓋最大載荷：（2）螺栓工作載荷F=62800/8N=7850N；（3）殘余預緊力F1F1=1.5F，F1=1.5×7850N=11775N（4）螺栓總拉力F2的大小：F2=F1+F=2.5F=2.5*7850N=19600N；2、螺栓預緊力F0F2=F0+ΔF，ΔF=F=0.8*7850N=6280N，F0=F2-ΔF=19600-6280N=13320N；＝160MPamm3、性能等級為4.6的螺栓，屈服極限：σs=400×0.6＝240MPa，

許用應力：計算螺栓尺寸：1、如圖示，卷筒與齒輪用普通螺栓連接在一起（螺栓個數），軸不旋轉，卷筒與齒輪在軸上旋轉。已知卷筒所受旋轉力矩螺栓分布直徑，卷筒與齒輪接合面間摩擦系數，防滑系數，螺栓材料的屈服極限，安全系數S=3。試設計該螺栓組的螺栓小徑。

解：設螺栓受預緊力①、計算螺栓所需預緊力

②、計算許用應力：

③、計算螺栓小徑2、如圖所示，拉桿螺紋連接，已知拉桿所受載荷F=56kN，拉桿材料Q235的許用應力，試設計該拉桿螺紋的小徑。

解：拉桿螺紋連接為松連接，則螺紋小徑

※平鍵的兩側面是工作面，上表面與輪轂鍵槽底面間有間隙，工作時靠軸槽、鍵及轂槽的側面受擠壓來傳遞轉矩。㈠、平鍵連接第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接§6-1鍵連接※普通平鍵的主要用途㈡、半圓鍵連接鍵的側面為工作面，鍵的上表面與轂槽底面間有間隙，工作時靠其側面的擠壓來傳遞扭矩。

楔鍵的上下面為工作面。

㈢、楔鍵連接㈣、切向鍵連接兩個楔鍵沿斜面拼合后相互平行的上、下兩面為工作面。1、鍵的選擇

二、鍵的選擇和鍵連接的強度計算

※尺寸選擇：鍵的主要尺寸為鍵的剖面尺寸（鍵的寬度b×鍵高h表示）與長度。鍵的剖面尺（b及高度h）按軸徑d從標準中查得,長度L按輪轂長度從標準中查得，但應比輪轂長略短些。P105

2、平鍵連接的強度計算

平鍵連接(靜連接)：※主要失效形式是鍵、軸槽、和轂槽三者中強度最弱的工作面被壓潰。極個別情況也有鍵被剪斷。一般鍵的強度最弱。第八章帶傳動§8-1概述帶傳動常用于中心距大，傳動比要求不高，功率不大的高速級傳動。

摩擦傳動。常用V帶傳動§8-2帶傳動工作情況分析

一、帶傳動的受力分析而帶的緊、松邊拉力之差就是帶傳遞的有效圓周力Fe

。⑴、由緊邊和松邊拉力產生的應力三、帶傳動的應力分析※

⑵、由帶彎曲產生的應力帶輪直徑越小，帶越厚，彎曲應力愈大。⑶、由離心力產生的應力離心力引起的拉應力作用在帶的全長上，且各處大小相等。帶中各截面上的應力大小，如用自該處所作的徑向線(即把應力相位轉90°)長短可畫成如圖所示的應力分布圖。可見，帶在工作中所受的應力是變化的，最大應力由緊邊進入小帶輪處。最大應力由緊邊進入小帶輪處，其值為σmax=σ1+σc+σb1

在一般情況下，彎曲應力最大，離心應力較小。離心應力隨帶速的增加而增加。顯然處于變應力狀態下工作的傳動帶，當應力循環次數達到某一值后，帶將發生疲勞破壞。（8-11）※最大應力點：緊邊進入小帶輪處。※帶傳動的彈性滑動和打滑現象§8-3普通V帶傳動的設計計算※

帶傳動的主要失效形式是打滑和帶的疲勞破壞。

因此，帶傳動的設計準則是：

※設計準則：在保證帶工作時不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。

帶傳動的設計計算§8-4

V帶輪的設計在自由狀態下，普通V帶兩側面間的夾角是40°，而帶在帶輪上彎曲時，由于截面形狀的變化使帶的楔角變小(如右圖所示)，為使帶與槽接觸良好，輪槽角必須與之相適應，就規定：普通V帶輪槽角為32°、34°、36°、38°。

§8-5V帶的張緊、安裝與防護滾子鏈接頭形式第九章鏈傳動§9-1鏈傳動的特點及應用§9-2

傳動鏈的結構特點※分類？按鏈條用途不同分，應用場合？165過渡鏈節過渡鏈節連接當鏈節數為奇數時,需用一個過渡鏈節,如圖所示。

由于過渡鏈節的彎鏈板工作時受到附加彎曲應力，其強度僅為通常鏈節的80%左右，故設計時應盡量避免奇數鏈節。

3、鏈與輪嚙合的基本參數鏈的節距p，滾子外徑d1，內鏈節寬度b1，排距pt（多排）。鏈條上相鄰銷軸的中心距稱為節距p，它是鏈傳動的主要參數。滾子鏈的標記為

鏈號—排數×鏈節數標準代號

例如：A系列滾子鏈，鏈節距p=25.4mm，雙排，鏈節數88，則其標記方法為：16A-2×88GB/T1243—2006

4、滾子鏈的標準鏈節距p等于鏈號乘以25.4mm/16

§9-4鏈傳動的工作情況分析§9-3

滾子鏈輪的結構和材料鏈傳動的瞬時傳動比特殊情況：只有在z1=z2(D1=D2)、a=np時（γ=β），

i恒等于1。鏈傳動的傳動比與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，故將這種瞬時傳動比的變化等現象稱為鏈傳動多邊形效應。換言之，只有在i=1，且傳動的中心距恰為鏈節數的整數倍時，傳動比才能在全部嚙合過程中保持不變。鏈傳動的動載荷鏈傳動的傳動比與鏈條繞在鏈輪上的多邊形特征有關，故將這種瞬時傳動比的變化等現象稱為鏈傳動多邊形效應。※鏈傳動的失效形式、計算準則※張緊目的※鏈傳動瞬時傳動比是變量，其平均傳動比是常數。§10-1概述一、齒輪傳動的主要特點第十章齒輪傳動二、分類1、按齒輪傳動的工作條件分：開式、半開式和閉式傳動。2、按齒面硬度分：軟齒面（硬度≤350HBS）和硬齒面(硬度＞350HBS)齒輪傳動。§10-2齒輪傳動的失效形式和設計準則※一、齒輪傳動的主要失效形式輪齒折斷、齒面磨損、齒面點蝕、齒面膠合、塑性變形。開式和閉式傳動主要失效形式？二、齒輪傳動的設計準則※1、閉式軟齒面齒輪(≤350HBS)傳動易發生齒面點蝕而失效。故通常先按齒面接觸疲勞強度進行設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度。2、閉式硬齒面齒輪(＞

350HBS)傳動3、開式（半開式）齒輪傳動開式（半開式）齒輪傳動的主要失效形式是齒面磨損，而且在輪齒磨薄后往往會發生輪齒折斷。故目前多是按齒根彎曲疲勞強度進行設計，并考慮磨損的影響將模數適當增大。§10-3齒輪的材料及其選擇原則對齒輪材料性能的基本要求※齒面應有較強的抗點蝕、抗磨損和較高的抗膠合能力，而齒輪的齒根應有較高的抗折斷能力，即要求：齒面硬、齒芯韌。

金屬軟齒面齒輪，在確定大．小齒輪硬度時應注意使小齒輪的齒面硬度比大齒輪的齒面硬度高30一50HBS或更多。易發生輪齒折斷而失效，故通常先按齒根彎曲疲勞強度進行設計，然后校核齒面接觸疲勞強度。這是因為小齒輪受載荷次數比大齒輪多，且小齒輪齒根較薄．為使兩齒輪的輪齒接近等強度，小齒輪的齒面要比大齒輪的齒面硬一些。當速度較高時，小齒輪齒面對大齒輪的齒面有一定的冷作硬化效應，因此大齒輪的許用接觸疲勞強度值可提高20%。但應注意硬度高的齒面，Ra也要相應的減小。§10-4齒輪傳動的計算載荷※P192即Fca=KFn

(K為載荷系數※)

（10-1）K=KAKvKβKα

（10-2）KA—原動機及工作機的性能對輪齒實際所受載荷大小的影響，一、使用系數KA

Kv——是考慮由于齒輪及安裝的不精確，以及受載后還要產生彈性變形，而引入的系數。二、動載系數Kv三、嚙合齒對間載荷分配系數Kα

Kα大小取決于：載荷大小、嚙合剛度、制造誤差、修緣。四、齒向載荷分布不均系數Kβ

—考慮齒向載荷集中對輪齒強度的影響§10-5標準直齒圓柱齒輪的強度計算方向：Ft主反(受阻力)，從同(受驅動力)（相對于轉速的方向）

Fr指向各自輪心受力分析：39、直齒圓柱齒輪作接觸強度計算時取節點處的接觸應力為計算依據，其載荷由一對輪齒承擔。齒形系數，只與齒廓形狀有關，而與模數無關。齒根彎曲疲勞強度的設計公式齒根彎曲疲勞強度的校核公式

YSa

→載荷作用于齒頂時，計及齒根過渡圓角處應力集中作用的應力校正系數。（10-9a）設計公式（10-8a）校核公式注意的問題：※兩齒輪的齒面接觸應力是相等的，即σH1=σH2許用接觸應力[σH]

不同，將小的代入，齒面接觸疲勞強度計算§10-6齒輪傳動的設計參數，許用應力與精度選擇彎曲疲勞極限應力圖中的σFE為脈動循環應力的極限應力，若為對稱循環應力時，則極限應力值降為脈動應力的70%

。

一、輪齒的受力分析（在節點分析）※§10-7標準斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算主動輪軸向力方向：左、右手定則。從動輪軸向力方向：Fa1=－Fa2。圓周力Ft的判斷主反從同。徑向力Fr方向指向輪心。§10-8標準圓錐齒輪傳動的強度計算輪齒的受力分析※圓周力方向：主反從同；徑向分力方向：指向各自輪心；軸向分力方向：分別指向大端。錐齒輪強度計算：齒寬中點處當量齒輪錐齒輪的強度等同于齒寬中點處的當量直齒圓柱齒輪1、右圖為二級斜齒圓柱齒輪減速器，已知主動輪1的螺旋角及轉向，為使裝有齒輪2和齒輪3的中間軸的軸向力較小，請作圖標出各齒輪嚙合點處的作用力（分別用表示），并確定2、3、4齒輪的螺旋方向。習題10-1試分析圖示各齒輪所受的力，并標注其余斜齒輪的合理旋向。第十一章蝸桿傳動§11-1蝸桿傳動的類型§11-2普通圓柱蝸桿傳動的主要參數及幾何尺寸計算蝸桿的直徑系數：（11-1）蝸桿傳動傳動比：

※為了限制滾刀數目并便于滾刀的標準化，國標對每種標準模數規定了一定數量的蝸桿分度圓直徑d1。

通常蝸桿為主動件。蝸桿傳動正確嚙合條件？243※中間平面243§11-3普通圓柱蝸桿傳動的承載能力計算248一、蝸桿傳動的失效形式、設計準則及常用材料※蝸桿傳動的失效形式——點蝕，齒根折斷、齒面膠合、過度磨損。2、※設計準則開式→多發生齒面磨損及輪齒折斷

→應以保證齒根的彎曲強度作為開式的設計準則。閉式→多發生齒面膠合或點蝕→設計準則為接觸疲勞強度，校核彎曲疲勞強度，熱平衡計算。※強度計算對象為渦輪二、※蝸桿傳動的受力分析力的方向判別

徑向力：Fr—指向各自的軸線（中心）

圓周力：

Ft—主反從同

軸向力：

Fa1—蝸桿左右手螺旋定則。圓周力:軸向力:徑向力:主動輪從動輪作用力與反作用力關系:2、圖示為斜齒圓柱齒輪—蝸桿傳動，主動齒輪轉動方向和齒的旋向如圖，設要求蝸桿軸的軸向力為最小時，試畫出蝸輪的轉向和作用在輪齒上的力（以三個分力表示），并說明蝸輪輪齒螺旋線方向。解答：如圖所示為二級蝸桿傳動，已知主動蝸桿1為螺旋線方向和轉向。請作圖標出各蝸桿蝸輪嚙合點處的作用力（分別用表示），并確定蝸桿3、蝸輪2和4的螺旋方向。（注：要求蝸輪2與蝸桿3的軸向力方向相反）§11-5普通圓柱蝸桿傳動的效率、潤滑及熱平衡計算一、蝸桿傳動的效率

※閉式蝸桿傳動的功率損耗包括三部分：齒面間嚙合摩擦損耗、蝸桿軸上軸承的摩擦損耗和攪動箱體內潤滑油的濺油損耗。蝸桿傳動的總效率為：二、蝸桿傳動的潤滑

三、蝸桿傳動的熱平衡計算

由于蝸桿傳動的傳動效率低，工作時發熱量大，在閉式蝸桿傳動中，如果產生的熱量不能及時散逸，油溫將不斷升高，使潤滑油稀釋，從而導致齒面磨損加劇，甚至發生膠合。所以對閉式蝸桿傳動，要根據單位時間內的發熱量φ1等于同時間內的散熱量φ2的條件，進行熱平衡計算，以保證油溫在規定的范圍內。第十三章滾動軸承§13-2滾動軸承的主要類型及其代號

§13-1概述一、滾動軸承的主要類型、性能與特點

二、滾動軸承的代號※309

1、基本代號1—調心球軸承3—圓錐滾子軸承5—推力球軸承6—深溝球軸承7—角接觸球軸承51、滾動軸承接觸角越大，承受軸向載荷的能力也越大。2、內徑代號：右起一二位（數字）

①d=10,12,15,17mm時，代號00010203②d=20～480mm時d=代號×5(mm)軸承內徑是指軸承內圈的內徑，常用d表示3、直徑系列代號：

基本代號右起第三位數字0～9

4、寬度系列代號：

基本代號右起第四位數字0～9

（多數軸承0不標注：正常寬）直徑系列代號和寬度系列代號統稱為尺寸系列代號5、公差等級代號：精度高————————→低公差等級24566x0代號/P2、/P4、/P5、/P6、/P6x、/P00為普通等級—普通等級可省略標注6、游隙代號：代號：/C1、/C2、—、/C3、/C4、/C51組2組0組3組4組5組游隙小————————→大0為常用的游隙組別——在軸承代號中不標出

§13-3滾動軸承類型的選擇§13-4滾動軸承的工作情況§13-5滾動軸承尺寸的選擇一、滾動軸承的失效形式及基本額定壽命1、失效形式：疲勞點蝕（主要）、塑性變形、磨粒磨損、膠合。2、滾動軸承的計算準則3、壽命軸承在點蝕破壞前所經歷的轉數(以106

為單位)或小時數稱為軸承的壽命。4、基本額定壽命※按一組軸承中10%的軸承發生點蝕破壞，而90%的軸承不發生點蝕破壞前的轉數(以106為單位)或小時數作為軸承的基本額定壽命。※對于具有基本額定動載荷C的軸承，當它受到的當量動載荷P恰好為C時，基本額定壽命就是106r。三、滾動軸承壽命的計算公式48、滾動軸承基本額定動載荷所對應的基本額定壽命是（）。A、B、C、CD、49、當轉速較低、同時受徑向載荷和軸向載荷，要求便于安裝時，宜選用（）。A、深溝球軸承B、圓錐滾子軸承C、角接觸球軸承D、推力球軸承B48、B改錯（13-5）（13-6）滾動軸承的當量動載荷(13-8)五、角接觸軸承和圓錐滾子軸承的徑向載荷Fr與軸向載荷Fa的計算※派生軸向力的方向與外加軸向力方向一致的軸承標為2號軸承，另一端標為軸承1。⑴、派生軸向力的方向與外加軸向力方向一致的軸承標為2號軸承，另一端標為1號軸承。⑵、通過計算、分析，判斷哪個軸承被“壓緊”，哪個軸承被“放松”。按給定公式計算派生軸向力，方向：外圈寬邊指向窄邊。⑶、被“壓緊”

的軸承所受的軸向力則等于：除去本身派生的軸向力外，其余各軸向力的代數和。被“放松”

的軸承所受的軸向力等于本身派生的軸向力。計算題3、滾動軸承組合結構如下圖所示，采用一對7206C軸承；已知：，，，載荷系數，派生軸向力；兩軸承判斷系數均為，當時，X=1，Y=0；時，X=0.44，Y=1.2。⑴、求當量動載荷P，⑵、判斷哪個軸承是危險軸承。解：⑴、求當量動載荷P①、派生軸向力：②、軸承的軸向力：軸承1被壓緊，軸承2被放松。③、求當量動載荷軸承1：X1=0.44，Y1=1.2，軸承2：X2=1，Y2=0。計算題3、滾動軸承組合結構如下圖所示，采用一對7206C軸承；已知：，，，載荷系數，派生軸向力；兩軸承判斷系數均為，當時，X=1，Y=0；時，X=0.44，Y=1.2。⑴、求兩軸承的當量動載荷P，⑵、判斷哪個軸承是危險軸承。解：⑴、求當量動載荷PX1=0.44，Y1=1.2，X2=1，Y2=0，③、求當量動載荷⑵、P1>P2，所以軸承1是危險軸承。計算題4、軸承組合結構如下圖所示，采用一對30204軸承；派生軸向力；受力如圖，載荷系數，兩軸承判斷系數均為，當時，X=1，Y=0；時，X=0.4，Y=1.7。⑴、求兩軸承的當量動載荷P，⑵、判斷哪個軸承是危險軸承。解：⑴、求當量動載荷P①、派生軸向力：②、軸承的軸向力：軸承1被壓緊，軸承2被放松。③、求當量動載荷軸承1：X1=0.4，Y1=1.7，軸承2：X2=1，Y2=0。計算題4、軸承組合結構如下圖所示，采用一對30204軸承；派生軸向力