机械设计电子教案(1).doc

第一章 绪论基本要求及重点、难点机械的组成及本课程研究的对象，本课程的性质和任务，本课程的特点和学习方法。 基本要求:1) 搞清楚“学什么”、“为什么学”和“如何学”这三个大问题，树立学好本课程的信心和决心。重点、难点：1) 本课程的性质、特点和学习方法一、本课程介绍1.命名及分类：命名：组成机器的必不可拆的基本单元称机械零件。机器：执行机械运动的装置。由原动机传动部分工作机组成，代替人的劳动作工或进行能量转换。特征：）人为实物组合，或由机构组成；）各部分之间有确定的相对运动；）用来代替或减轻人的劳动左右用工或转换能量。机构：具机器特征机械：机器及机构的总称。设计：为满足某一特定要求而进行的创造过程。分类：通用机械零件专用机械零件研究对象：在普通条件下工作的一般参数的通用机械零件的设计理论和方法。课程性质、任务：性质：是一门论述机械设计理论、研究机械设计方法的设计性质的技术基础课。是多学科知识的综合运用。具有综合性、设计性。 任务：）掌握机械设计所必需的基本知识、基本理论和基本技能，解决通用零件设计问题 设计计算 绘制工作图）独立进行传动装置的设计；）熟悉国家标准、手册、规范等，并正确运用；）培养学生树立正确的设计思想。特点及学习方法：特点：三性：综合性、设计性、实践性四多：公式多而繁、概念多、图表多、系数多。学习方法：）抓实质）理论联系实际）试算法）归纳总结二机械零件的主要失效形式和设计准则：1.主要失效形式：） 断裂） 塑变磨损） 表面失效胶合疲劳点蚀） 其他失效：打滑2.设计准则：1）强度准则：或；或2）刚度准则：或3）耐磨性准则：验算压强：条件性计算限制单位接触面上单位时间产生摩擦功不太大，控制4）可靠性准则：按传统强度设计方法设计零件，由于材料强度，外载荷和加工尺寸等存在离散性，有可能出现达不到预定工作时间而失效的情况。希望将出现这种失效情况的概率控制在一定程度之内，这就对零件提出可靠性要求。可靠度：机器或零件在一定工作环境下，在规定的使用期限内连续工作的概率。三机械零件的一般设计步骤： 计算零件上的载荷 选材设计计算 理论计算校核计算 结构设计 画工作图载荷与应力 1、载荷 机械工作时所受的力或力矩统称为载荷。载荷的大小或方向不随时间变化或变化极缓慢时，称为静载荷；载荷大小或方向不断随时间变化时，称为变载荷。 2、应力 载荷作用在零件上将产生应力。不随时间而变或随时间缓慢变化的应力称为静应力；不断地随时间而变的应力称为变应力。静载荷和变载荷均可能产生变应力。 3、变应力的种类 图中： T为应力变化周期 为应力幅 为平均应力 绝对值最大应力 为绝对值最小应力 1）稳定循环变应力：应力变化周期、应力幅和平均应力均不随时间而变者； 2）不稳定循环变应力：应力变化周期、应力幅或平均应力之一随时间而变者； 3）随机变应力：应力变化不呈周期性而带偶然性者。 4、稳定循环变应力的种类 1）非对称循环变应力 2）脉动循环变应力 3）对称循环变应力 在稳定循环变应力中： ；(+)/2()/2 对称循环变应力：0，| 脉动循环变应力：0，|，22 静应力：0， 5、稳定循环变应力的应力比（应力循环特征） 三种稳定循环变应力可用应力比（应力循环特征）r来表征： 对称循环变应力：r1；脉动循环变应力：r0；静应力：r1。 例：设有一零件受变应力作用，已知变应力的平均应力189Mpa，应力幅为129Mpa，试求该变应力的循环特征r。 解：最大应力为： 189129318 Mpa，最小应力为： 18912960 MPa，循环特征为：60/3180.1887 6、材料的极限应力 1）静应力作用下的极限应力 主要与材料的性能有关。对于塑性材料：主要失效形式是塑性变形，取其屈服极限(s、s)作为极限应力，即，； 对于脆性材料：主要失效形式是脆性破坏，取其强度极限(b、b)作为极限应力，即，。 静应力作用下的机械零件强度条件式常采用： 或 即危险剖面处的计算应力ca、ca不超过许用应力s、。 2）变应力作用下的极限应力 也称材料疲劳极限，除了与材料的性能有关外，还与应力的循环特征r、应力循环次数N有关。疲劳极限用rN表示，r不同，rN不同；N不同，rN也不同（如下图）。 变应力作用下的机械零件强度条件式常采用： S 或 即危险剖面处的计算安全系数S、S不小于许用安全系数S。 您现在的位置：主页机械零件的强度计算材料的疲劳曲线 1、 -N曲线 在材料的标准试件上加上循环特性为r的稳定循环变应力（通常为r=-1的对称循环变应力或者r=0的脉动循环变应力），并以循环的最大应力max表征材料的疲劳极限，通过试验，记录出在不同最大应力下引起试件疲劳破坏所经历的应力循环次数N，即可得到疲劳曲线，通称-N曲线。 静应力强度（AB段）：应力循环次数N1000以前，使材料试件发生破坏的最大应力值基本不随N而变，这时的变应力强度可看作是静应力强度的状况。 低周疲劳（BC段）：随着循环次数的增加，使材料发生疲劳破坏的最大应力不断下降。观察试件在这一阶段的破坏断口，可见到材料已发生塑性变形的特征。C点相应的循环次数大约在10000左右。这一阶段的疲劳现象称为应变疲劳。由于应力循环次数相对很小，所以也叫做低周疲劳。有些机械零件，例如一次性使用的火箭发动机的某些零件、导弹壳体等，在整个使用寿命期间应力变化次数只有几百到几千次，故其疲劳属于低周疲劳。但对绝大多数通用零件来说，当其承受变应力作用时，其应力循环次数总是大于10000的。所以本课程不讨论低周疲劳问题。 高周疲劳（CD段）：CD段代表有限寿命疲劳破坏。在此范围内，试件经过相应次数的变应力作用后总会发生疲劳破坏。在D点以后，如果maxD 时,则无论应力变化多少次,材料都不会破坏。故D点以后的水平线代表了试件无限寿命疲劳阶段。这两段曲线所代表的疲劳统称高周疲劳。大多数通用机械零件及专用零件的失效都是由高周疲劳引起的。CD上任何一点所代表的材料的疲劳极限，均称为有限寿命疲劳极限，用符号rN表示。脚标r代表该变应力的循环特性，N代表达到疲劳破坏时所经历的应力循环次数。D点所代表的是材料的无限寿命疲劳极限，也称为持久疲劳极限，用符号r或r表示。 2、有限寿命疲劳曲线方程 有限寿命疲劳曲线的CD段可用公式描述： 对上式两边取对数，则得双对数坐标上的疲劳曲线，如下图所示。 无限寿命疲劳曲线在D点以后，是一条水平线，它的方程为：。在双对数坐标上有限寿命疲劳曲线CD是一条直线。由于ND有时很大（或更大），所以人们在作疲劳试验时，常规定一个循环次数N0，称为循环基数，将与N0相对应的疲劳极限称为该材料的疲劳极限rN0，简写为r。当ND不大时，N0=ND，而当ND很大时，N0ND，于是疲劳曲线的CD段可改为：，由此便得到了根据r及N0来求有限寿命区间内任意循环次数N（NcNND）时的疲劳极限rN的表达式为： 式中：KN称为寿命系数，它等于rN与r之比值； m为材料常数，其值由试验来决定： 对于钢材，在弯曲疲劳和拉压疲劳时，m=620，； 在初步计算中，钢制零件受弯曲疲劳时，中等尺寸零件取m=9，； 大尺寸零件取m=9，。 当大于疲劳曲线转折点所对应的循环次数D时，就取为D而不再增加（亦即)。 一、材料的极限应力线图 在作材料试验时，通常是求出对称循环的疲劳极限-1和脉动循环的疲劳极限0，但机械零件的工作应力并不总是对称循环变应力或脉动循环变应力。为此需要构造材料的极限应力线图来求出符合实际工作应力循环特性的疲劳极限，作为计算强度时的极限应力。 如图所示把-1这0两个极限应力标在m-a图上。由于对称循环变应力的平均应力m=0，最大应力等于应力幅，所以对称循环疲劳极限在图中以纵坐标轴上的A点来表示。由于脉动循环变应力的平均应力及应力幅均为m=a=0/2，所以脉动循环疲劳极限以由原点0所作45射线上的D点来表示。直线AD上任何一点都代表了一定循环特性时的疲劳极限。横轴上任何一点都代表应力幅等于零的应力，即静应力。取C点的坐标值等于材料的屈服极限s，则CG上任何一点均代表max=m+a=s的变应力状况。材料（试件）的极限应力曲线即为折线AGC。材料中发生的应力如处于OAGC区域以内，则表示不发生破坏；如在此区域以外，则表示一定发生破坏；如正好处于折线上，则表示工作应力状况正好达到极限状态。 二、零件的极限应力线图 由于零件几何形状的变化、尺寸大小、加工质量及强化因素等的影响，使得零件的疲劳极限要小于材料试件的疲劳极限。如以弯曲疲劳极限的综合影响系数表示材料对称循环弯曲疲劳极限-1与零件对称循环弯曲疲劳极限-1e的比值，即 则当已知及-1时,就可以不经试验而估算出零件的对称循环弯曲疲劳极限为： 在不对称循环时,是试件的与零件的极限应力幅的比值。因此把零件材料的极限应力线图中的直线ADG按比例向下移，则得零件的极限应力线图中的直线ADG；而直线CG为材料极限应力线图中的直线CG（此段直线是按照静应力的要求来考虑的，与应力幅无关）。故零件的极限应力曲线由折线AGC表示。 直线AG的方程为： 或 直线CG的方程为： 式中： -1e为零件的对称循环弯曲疲劳极限 ae为零件受循环弯曲应力时的极限应力幅 me为零件受循环弯曲应力时的极限平均应力 e 为零件受循环弯曲应力时的材料特性： 式中：为试件受循环弯曲应力时的材料特性，其值由试验决定； 为弯曲疲劳极限的综合影响系数： 式中：k为零件的有效应力集中系数（脚标表示在正应力条件下，下同）； 为零件的尺寸系数； 为零件的表面质量系数； q为零件的强化系数。 以上各系数的值见有关资料。 将上述公式中的以代换,可得切应力情况的极限应力曲线方程。 单向稳定变应力时零件的疲劳强度计算 1、零件的工作应力点 当已知机械零件危险截面上的最大应力max及最小应力min时，可计算出平均应力m及应力幅a，然后在极限应力线图的坐标上即可标示出相应于m及a的一个工作应力点M或N，如下图所示。 2、零件极限应力的确定 在作机械零件的疲劳强度计算时，需要确定与工作应力点M（或N）所代表的最大工作应力max相对应的位于AGC线上的极限应力点M1（或N1）所代表的极限应力max。那么究竟哪一点是M1（或N1）？这要根据零件中由于结构的约束而使应力可能发生的变化规律来决定。根据零件载荷的变化规律以及零件与相邻零件互相约束情况的不同，机械零件可能发生的典型的应力变化规律可归纳为三种情况： 1）r=； 2）m=C； 3）min=C 3、说明 1）具体设计零件时，如果难以确定应力变化的规律，在实践中往往采用r=C时的公式。 进一步分析公式： 分子为材料的对称循环疲劳弯曲极限，分母为工作应力幅乘以应力幅的综合影响系数，即再加上。从实际效果来看，可以把项看成是一个应力幅，而是把平均应力折算为等效的应力幅的折算系数。因此，可以把+看成是一个与原来作用的不对称循环变应力等效的对称循环变应力。由于是对称循环，所以它是一个应力幅，记为ad。这样的概念叫做应力的等效转化。由此得： 于是计算安全系数为 2）如果只要求机械零件在不长的使用期限内不发生疲劳破坏，具体地讲，当零件应力循环次数在的范围以内时，则在作疲劳强度计算时所采用的极限应力lim，应当为所要求的寿命时的有限疲劳极限。即在以前的有关计算公式中，统统以rN来代替r（即以-1N代替-1 ，以0N代替0）。显然，这时零件的计算安全系数就会增大。 提高零件疲劳强度的措施 为了提高机械零件的疲劳强度，可采取的措施有： 1）降低零件上的应力集中的影响 这是提高零件疲劳强度的首要措施。零件结构形状和尺寸的突变是应力集中的结构根源。因此，为了降低应力集中，应尽量减少零件结构形状和尺寸的突变或使其变化尽可能地平滑和均匀。为此，要尽可能地增大过渡处的圆角半径；同一零件上相邻截面处的刚性变化应尽可能地小等等。 在不可避免地要产生较大应力集中的结构处，可采用减荷槽来降低应力集中的作用。下图即用加开环槽的办法来降低轴肩处的应力集中。 2）选用疲劳强度高的材料和规定能够提高材料疲劳强度的热处理方法及强化工艺。 要注意高强度碳钢、合金钢对应力集中比较敏感，这一点对疲劳强度是不利的。 3）提高零件的表面质量如将处在应力较高区域的零件表面加工得较为光洁；对于工作在腐蚀性介质中的零件规定适当的表面保护等。4）尽可能地减少或消除零件表面可能发生的初始裂纹 这对于延长零件的疲劳寿命有着比提高材料性能更为显著的作用。因此，对于重要的零件，在设计图纸上应规定出严格的检验方法及要求。 您现在的位置：主页机械零件的强度计算机械零件的接触强度 机械中各零件之间力的传递，总是通过两零件的相互接触来实现的。零件之间若为面接触，将产生表面挤压应力，若为点、线接触（如下图），将产生接触应力。机械零件中的接触应力往往是变应力，所以接触强度问题大多数属于接触疲劳强度问题。 1、接触应变与应力分布 如下图所示，未受力前，两圆柱体沿与轴线相平行的一条线（在图上投影为一个点）相接触；在受力后，由于材料的弹性变形，接触线变成宽度为2b的一个矩形面，接触表面上所承受的压应力处处不同，此压应力向量的分布呈半椭圆柱形。最大接触应力用符号H表示。图中1及2分别为零件1和零件2初始接触线上沿连心线方向的弹性位移（即最大弹性位移）。在点接触情形下（例如球轴承及圆弧齿轮中），受力后接触区一般呈椭圆形，而不是线接触时的矩形。当两个球面相接触时，接触区则变成一个圆形。 2、接触应力计算 接触应力也叫赫兹应力。它的计算是一个弹性力学问题。对于线接触，弹性力学给出的接触应力计算公式为： 式中： F为作用于接触面上的总压力； B为初始接触线长度； 1和2分别为两零件初始接触线处的曲率半径,令综合曲率和综合曲率半径分别为: 其中正号用于外接触，负号用于内接触； 1和2分别为零件1和零件2材料的泊松比； E1和E2分别为零件1和零件2材料的弹性模量。 当零件相互对滚时，接触线或接触点将连续改变位置，零件上任一点的接触应力只能在0到H之间改变,因此接触应力是一个脉动循环变应力。在作接触疲劳计算时，极限应力也应是一个脉动循环的极限接触应力。 问答题1.问：试述零件的静应力与变应力是在何种载荷作用下产生的？答：静应力只能在静载荷作用下产生，变应力可能由变载荷产生，也可能由静载荷产生。 2.问：零件的等寿命疲劳曲线与材料试件的等寿命疲劳曲线是否相同？答：两者不同，零件的等寿命疲劳曲线需考虑零件上应力集中对材料疲劳极限的影响。 3.问：疲劳损伤线性累积假说的含义是什么？答：该假说是：在每一次应力作用下，零件寿命就要受到一定损伤率，当损伤率累积达到100%时（即达到疲劳寿命极限）便发生疲劳破坏。通过该假说可将非稳定变应力下零件的疲劳强度计算折算成等效的稳定变应力疲劳强度。 4.问：机械零件上的哪些位置易产生应力集中？举例说明。如果零件一个截面有多种产生应力集中的结构，有效应力集中答：零件几何尺寸突变（如：沟槽、孔、圆角、轴肩、键槽等）及配合零件边缘处易产生应力集中。当一个截面有多处应力源时，则分别求出其有效应力集中系数，从中取最大值。 5.问：两个零件以点、线接触时应按何种强度进行计算？若为面接触时（如平键联接），又应按何种强度进行计算？答：点、线接触时应按接触强度进行计算；面接触应按挤压强度计算。 6.问：零件的截面形状一定，当截面尺寸增大时，其疲劳极限值将如何变化？答：不变。 7.问：两零件的材料和几何尺寸都不相同，以曲面接触受载时，两者的接触应力是否相同？答：两零件的接触应力始终相同（与材料和几何尺寸无关）。 选择题1、零件的形状、尺寸、结构相同时，磨削加工的零件与精车加工相比，其疲劳强度_。A.较高B.较低C.相同 2、某齿轮工作时，轮齿双侧受载，则该齿轮的齿面接触应力按_变化。A.对称循环B.脉动循环C.循环特性r=-0.5的循环D.循环特性r=+1的循环 3、零件表面经淬火、渗氮、喷丸、磙子碾压等处理后，其疲劳强度_。A.增高B.降低C.不变D.增高或降低视处理方法而定4、 某齿轮工作时，轮齿单侧受载，则该齿轮的齿面接触应力按_变化。A.对称循环B.脉动循环C.循环特性r=-0.5的循环D.循环特性r=+1的循环5、 零件的工作安全系数为_。A.零件的极限应力比许用应力B.零件的极限应力比零件的工作应力C.零件的工作应力比许用应力D.零件的工作应力比许用应力 6、 脉动循环应力的循环特性为_。A.1B.-1C.0D.其它值 7、 外圈固定内圈随轴转动的滚动轴承，其内圈上任一点的接触应力为_。A.对称循环交变应力B.静应力C.不稳定的脉动循环交变应力D.稳定的脉动循环交变应力 8、 下面四种叙述中，_是正确的。A.变应力只能由变载荷产生B.静载荷不能产生变应力C.变应力是由静载荷产生D.变应力是由变载荷产生，也可能由静载荷产生 答案：A、B、A、B、B、C、C、D 第二篇 联接第六章 螺纹联接基本要求及重点、难点螺纹及螺纹联接的基本知识；螺栓组联接的设计，包括单个螺栓联接的拧紧、强度计算、螺栓组结构设计、受力分析及提高螺栓联接强度的措施等；滑动螺旋传动的设计计算方法。 基本要求:1) 掌握螺纹的基本知识螺纹的基本参数、常用螺纹的种类、特性及其应用。2) 掌握螺纹联接的基本知识螺纹联接的基本类型、结构特点及其应用，螺纹联接标准件，螺纹联接的拧紧与防松。3) 掌握螺栓组联接设计的基本方法螺栓组联接的结构设计，受力分析，单个螺栓联接的强度计算理论与方法。4) 掌握提高螺纹联接强度的各种措施。5) 掌握滑动螺旋传动的常用设计方法。重点：1) 螺纹和螺纹联接的基本知识。2) 螺栓组联接的受力分析，主要是复杂受力状态下的受力分析。3) 单个螺栓联接的强度计算，主要是承受横向载荷和轴向拉伸载荷的紧螺栓联接的强度计算。4) 螺栓组联接的综合计算，主要是三种情况：校核螺栓组联接螺栓的强度；设计螺栓组联接螺栓的直径尺寸；确定螺栓组联接所能承受的最大载荷。难点：1) 螺纹联接的结构设计与表达。2) 受倾覆力矩作用的螺栓组联接受力分析。3) 复杂受力状态下的螺栓组联接受力分析。4) 受预紧力和轴向工作载荷作用时，单个螺栓联接的螺栓总拉力的确定螺纹联接的主要类型：一 螺纹分类：圆柱根据母体形状圆锥 据牙型剖面分：）三角形： 依据自锁性条件：，因此自锁性好，用于联接 。 ）矩形：自锁性差了强度）梯形：自锁性比矩形好，比矩阵形低）锯齿形：承受单向轴向力，及强度高于梯形。 左根据旋向分 右 单：常用根据头数双多二 螺纹主要参数：外径（公称直径）直径 中径外径2 .螺距、导程：n ，n为头数3 螺旋升角： n为头数。三 螺纹联接类型及联接零件：100结构及应用场合1016.1.2 及1026.1.3自学螺纹联接的拧紧和防松一、 拧紧目的，实质及预紧力防松，联接刚性及紧密性目的：受拉螺栓：疲劳强度受剪螺栓：接触面摩擦力，承载力二、 拧紧力矩计算：之关系螺纹力矩克服螺母支撑面摩擦力矩1 螺纹力矩2 螺母支撑面摩擦力矩力力臂带入上式，积分3 拧紧力矩：拧紧力矩系数0.10.3，平均取0.2近似公式为：0.2d例：扳手力臂扳动力求？解：0.2d=0.2d=75F=75200=1.5吨结论：由于摩擦系数不稳定，加之加在扳手上的力有时难以控制，有时易拧断，主要联接不宜小于的螺栓（或），页复习100103教材：24例1822第一问三 螺纹联接的防松：弹性垫圈摩擦防松：简单方便对顶螺母自锁螺母开口销机械防松：可靠止动垫串联钢丝绳按防松原理分焊破坏螺纹副之间关系铆粘螺栓组联接的受力分析：假设：被联接件为刚性体各个螺栓的材料、直径、长度与相同；螺栓的应变在弹性范围内。一、 联接受轴向载荷每个螺栓受的工作拉力： （6-13）二、联接受横向载荷1）受拉螺栓：摩擦力平衡外载荷ZmKF (6-14)2）受剪螺栓： 每个螺栓受剪切力： F= (6-15)三、联接受扭矩作用：分两种情况1.靠摩擦传力（受拉螺栓）： 扭矩T底板受力 各螺栓结合面摩擦力矩之和 +KT或 （6-16）2靠剪切传力： 扭矩T底板受力 螺栓给螺栓孔的反力矩：T=Fr+ Fr+Fr但F、FF不知，且不等。由变形协调条件求解：各螺栓剪切变形量与其中心到底板旋转中心距离成正比；又因螺栓材料、直径、长度相同，剪切刚度也相同，所以剪切力也与距离成正比（虎克定律）。=即 F= F= F .= F 带入上式得：T= Fr+ F+ F =（+）= （6-17）四 、受翻转力矩M的螺栓组联接： （上图中r1r8为区别与情况三，将r改为l）假设：被联接件为弹性体。螺栓只能受拉，不能受剪 M=+又即： 带入上式得M=+= （6-18） 复习 补充教材螺栓组受力分析框图轴向力：工作拉力螺栓受拉受拉受剪：=螺栓受剪受拉：=翻倒力矩M受拉：受剪： 扭矩T横向力载荷形心 例题：分析下列螺栓组联接的受力情况。解：（略）。单个螺栓联接的强度计算一、受拉螺栓联接的强度计算：1. 松联接：如图6.3所示：相当于杆件纯拉伸，强度条件为： （6-3） 教材表63 =查 设计式 取标准值2. 紧联接螺栓：） 只受(当外载荷为横向力或扭矩T时，靠摩擦传力)螺栓受拉、扭 ： 预紧力螺纹力矩 =拉： 螺纹部分应力剪：第四强度理论： 校核式： （6-4）设计式： 式中：教材表6-3结论：只受的螺栓可认为将所受拉力增大30%当作纯拉伸来计算。或：紧联接螺栓的强度也可当作纯拉伸计算，但只需将拉力增大30%以考虑螺纹力矩的影响。） 受、F：由于螺栓与被联接件的弹变，总拉力+F由理论分析得： 与、F、有关，属于静不定问题。利用静力平衡条件及变形协调条件求得。静力平衡条件：=+F （6-5）变形协调条件：=联立上式=F （6-6）=+F （6-7）=+F=F+（F） =+F总拉力等于预紧力加上工作载荷的一部分 当时 当时 +F式中： 为 相对刚度，与材料、结构、垫片、尺寸等有关。由经验公式得： 金属：0.20.3皮革：0.7石棉板：0.8橡胶垫 0.9工作拉力过大，如图6.5所示，出现缝，不允许，此时0 F 不变：=（0.20.6）FF 变：=（0.61）F压力容器：=（1.51.8）F 强度条件： =考虑补充拧紧（），拧紧力矩 =0.5 1.3 1.3强度条件为： (6-9)变载荷重要联接需精算：= （6-10）二 受剪螺栓计算 1 抗剪： （6-11） 2 抗压： （6-12）螺栓强度计算框图受拉螺栓松联接：抗压：受剪螺栓F=+=+F=+F（多用变载）紧联接只受：受 , F: 静变载验算=剪切：=习题： 1板架类：补充教材例2-1，例2-6。作业：补充教材2-3，2-4。 2 F-T联合作用：补充教材例2-3， 作业： 补充教材2-103传递T：补充教材2-1 作业 ： 补充教材2-7 4. 综合题：补充教材例2-5.5.变载：教材P1106-5 提高螺栓联接强度的措施一、 改善螺纹牙上载荷分布不均匀现象，见图6-14，设法减小螺栓螺母螺距变化差， 见图图 6.15。二、减小应力幅：在总拉力F0一定时，减小螺栓刚度或增大被联接件刚度c，如图所示：三、减小应力集中。见教材图6.19。四、减小附加应力。 P116图6.18五、增大预紧力。 见图6.20 P110 例6-1。强调一下变载荷强度计算求法。 补充教材：P27。螺栓结构改错练习。6-6螺旋传动 螺旋传动主要用来变回转运动为直线运动，同时传递能量。将回转运动变为直线运动的几种基本运动的方式见图6.24： 本章的基本理论皆为复习材料力学的强度计算知识，同学们可以结合教材及补充教材的设计实例进行自学，并完成螺旋千斤顶的装配图（参考补充教材P33-P35）作业：补充教材2-25至2-30。第七章 键 联 接基本要求及重点、难点 轴毂联接类型、特点，平键联接、花键联接的工作原理、结构。 基本要求:1) 掌握平键联接的工作原理、结构特点，平键的剖面尺寸和长度的确定方法及平键联接强度校核计算方法。2) 掌握花键联接的齿形、特点、工作原理。重点：平键联接的工作原理、失效形式和强度校核计算；平键剖面尺寸及长度的确定。 难点：平键联接的工作原理、失效形式和强度校核计算；平键剖面尺寸及长度的确定。71键联接 二 平键联接 强度计算：键的受力如图7.8所示： 抗压：= （71） P126表 7.1 =L-b 抗剪： （72） 标准计算时：选键长L核算 不够时再加长或双键 （ 由轴段长或毂宽） 由轴径D取b. h. 例题：教材P126 例7172 花键联接一 特点： 承载能力大，定心性好，导向性好，对轴削弱小，适合于载荷较大，对定心要求高的联接。缺点是需要专用的设备加工，成本比平键高。 矩形二 分类 渐开线 三角形 见图7.97.12三 强度计算： 压溃 （静联接） 失效 磨损 （动联接）见图7.9：式中：C为倒角尺寸见教材表7-2第八章 带传动基本要求及重点、难点带传动的类型、工作原理、特点及应用。普通V带与V带轮的规格和基本尺寸。带传动的理论基础-带传动的几何尺寸，受力分析，应力分析，弹性滑动与打滑现象，带传动的失效形式及设计准则。普通V带传动的设计，带传动的张紧。 基本要求:1) 了解带传动的类型、工作原理、特点及应用（含同步带传动）。2) 熟悉V带与V带轮的结构、规格与基本尺寸。3) 掌握带传动的受力分析、应力分析与应力分布图、弹性滑动和打滑的基本理论。4) 掌握带传动的失效形式、设计准则、普通V带传动的设计算方法和参数选择准则。重点：1) 带传动的工作原理、特点及其应用。2) 带传动的工作情况分析-受力分析、应力分析、弹性滑动与打滑。3) 带传动的失效形式、设计准则和普通V带传动设计计算。难点：1) 带传动中的弹性滑动与打滑现象及其相互间的区别。2) 最大有效拉力Fmax的物理意义及其影响因素；单根V带所能传递的基本额定功率P0的物理意义及其影响因素。3) 普通V带传动的设计时的参数选择（型号、d1、d2、L等）。概述：一 挠性件传动：主、从动轮之间的通过中间挠性件来传递运动。 齿轮 啮合传动 蜗轮 链传动部分 挠性件传动 带 摩擦传动 绳 摩擦轮二 挠性件传动的特点（齿轮与带相比） 1.，达15m； 优点 2.弹性，缓冲吸振，平稳无噪音； 3.安全,过载打滑; 4. 成本低。 5.有弹性滑动和打滑，不准确; 缺点 6. 整体尺寸大;7. 寿命短，功率小(10m/s）时，上式变为：=e 又FF=F 与上式联立，得： F=F F=F F=FeF F=F从上式看出： 1.与带，轮材料有关。f,F. 有效拉力F 2.与有关， F 3.与预拉力有关，F ,正压力F,F 但有效拉力F过大，加剧带磨损，寿命，有效拉力F 主要与F有关。要传递较大功率，即要增大有效拉力F，从上式可看出： 增大f平带改为V带;要提高有