机械设计考试复习资料

1、精品文档机械传动一般来说， 啮合传动传递功率的能力高于摩擦传动； 蜗杆传动工作时的发热情况较为严重，故传递的功率不宜过大；摩擦轮传动必须具有足够的压紧力，故在传递同一圆周力时，其压轴力要比齿轮传动的大几倍， 因而一般不宜用于大功率的传动； 链传动和带传动为了增大传递功率的能力，必须增大链条和带的截面面积或排数（根数） ，但这要受到载荷分布不均的限制摩擦轮传动作用在轴上的压力最大，带传动次之，斜齿轮及蜗杆传动再次之，链传动、直齿和人字齿齿轮传动则最小1. 机械零件的失效：机械零件由于某种原因不能正常工作时，称为失效。2. 零件的失效形式整体断裂 ;过大的残余变形 ;工作表面的过度磨损或损伤破坏正

2、常的工作条件3. 机械零件的计算准则强度准则刚度准则寿命准则振动稳定性准则可靠性准则4. 应力的种类静应力 : =常数变应力 : 随时间变化平均应力 : m=( max+min)/2应力幅 : a =(maxmin)/2变应力的循环特性 : r= min/ max对称循环变应力 r=-1脉动循环变应力 r=0静应力 r=1螺纹连接1. 分类连接: 三角形螺纹 , 圆螺纹传动: 矩形螺纹 , 梯形螺纹和锯齿形螺纹 .2. 螺纹连接的预紧和放松预紧力不得超过其材料的屈服极限 s 的 80%连接螺纹都能满足自锁条件 <v3. 放松方法摩擦放松：对顶螺母，弹簧垫圈，自锁螺母机械放松 : 开口销与

3、六角开槽螺母，止动垫圈，串联钢丝。1欢迎下载精品文档螺纹连接1. 连接螺纹 : 普通螺、管螺纹传动螺纹 : 梯形螺纹、矩形螺纹、锯齿形螺纹2螺纹连接的基本类型螺栓连接：普通螺栓连接的特点： 被连接件上的通孔和螺栓杆间留有间隙， 通孔的加工精度要求较低，结构简单，装拆方便，使用时不受被连接件材料的限制铰制孔螺栓连接的特点： 孔与螺栓杆多采用基孔制过渡配合， 能够精确固定被连接件的相对位置，并承受横向载荷，孔的加工精度要求较高双头螺柱连接：通常用于被连接件之一太厚不易制成通孔，材料又较软，且需要经常拆装的场合螺钉连接：连接特点：螺栓（或螺钉）直接拧入被连接件的螺纹孔中，不用螺母，结构简单、紧凑。

4、经常拆装，易使螺纹孔磨损， 可能导致被连接件报废， 多用于受力不大，或不需要经常拆装的场合紧定螺钉连接2. 螺纹连接的预紧 预紧的目的：增强连接的可靠性和紧密型，防止受载后被连接件间出现缝隙或发生相对滑移 拧紧后螺纹连接件在预紧力作用下产生的预紧应力不得超过其材料屈服极限 s 的80% 控制预紧力的方法：通常借助于测力矩扳手或定力矩扳手装配时预紧力的大小是通过拧紧力矩来控制的3. 螺纹连接的防松 放松的目的：防止螺旋副在受载时发生相对转动 放松的方法：摩擦防松（对顶螺母、弹簧垫圈、自锁螺母） 、机械放松（开口销与六角开槽螺母、止动垫圈、串联钢丝）破坏螺旋副运动关系放松（冲点、涂胶粘剂、铆合）4

5、. 螺栓组连接的设计 目的：合理地确定连接接合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和连接结合面间受力均匀，便于加工和装配连结接合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状螺栓的布置应是个螺栓的受力合理对铰制孔螺栓连接，不要在平行于工作载荷的方向上成排的布置 8 个以上的螺栓，以免载荷分布过于不均当螺栓连接承受弯矩或转矩时， 应使螺栓的位置适当的靠近连接接合面的边缘，以减小螺栓的受力若同时承受轴向载荷和较大的横向载荷，应采用销、套筒、键等抗剪零件来承受横向载荷，以减小螺栓的预紧力及其结构尺寸螺栓的排列应有合理的间距、边距布置螺栓时，各螺栓轴线以及螺栓轴线和机体壁间的最小距离，应根据扳手所需

6、要的活动空间大小来决定分布在同一圆周上的螺栓数目，应取成 4、6、8 等偶数， 以便在圆周上钻孔时的分度和画线。2欢迎下载精品文档同一螺栓组中螺栓的材料、直径和长度均应相同 避免螺栓承受附加的弯矩载荷在结构上设法保证载荷不偏心在工艺上保证被连接件、 螺母和螺栓头部的支承面平整， 并与螺栓轴线相垂直在铸、锻件等的粗糙表面上安装螺栓时，应制成凸台或沉头座当支承面为倾斜表面时，应采用斜面垫圈或球面垫圈5螺栓组连接的受力分析目的： 根据连接的结构和受载情况， 求出受力最大的螺栓所受的力， 以便进行螺栓连接的强度设计几点假设：所有的螺栓的材料、直径、长度和预紧力均相同螺栓组的对称中心与连接接合面的形心重

7、合受载后连接接合面仍保持为平面四种典型受载：受横向载荷的螺栓连接当采用螺栓杆与孔壁间留有的普通螺栓连接时，靠连接预紧后在接合面间产生的 摩擦力来抵抗横向载荷当采用铰制孔螺栓连接时，靠螺栓杆受剪切和挤压来抵抗横向载荷对于普通螺栓连接，应保证连接预紧后，接合面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷，即 f ?F0?z?i Ks?F受转矩的螺栓组连接采用普通螺栓连接时， 靠连接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩 T即 f ?F0?r 1+f ?F0?r 2+f ?F0?r nKs?T采用铰制孔螺栓连接时， 靠螺栓的剪切和螺栓与孔壁的挤压作用来抵抗转矩 T即 i ?r i T （剪切力与距离

8、 r 的比值为常数）则受力最大的螺栓的工作剪力maxT?max/ （r i 2）。3欢迎下载精品文档受横向载荷的螺栓组连接若作用在螺栓组上轴向总载荷 F作用线与螺栓轴线平行， 并通过螺栓组的对称中心， 则各个螺栓受载相同， 每个螺栓所受轴向工作载荷为：F=F/ z通常，各个螺栓还承受预紧力 F0 的作用，当联接要有保证的残余预紧力为 F1 时，每个螺栓所承受的总载荷 F2 为F2=F1+FF0+F受倾覆力矩的螺栓组连接螺栓承受的载荷与距离成正比： Fi = K?r i。4欢迎下载精品文档螺栓所受的最大工作载荷： Fmax=M?Lmax/ （Li 2）为防止结合面受压最大处被压碎或受压最小处出现

9、间隙，要求：maxp+pmax pminp- pmax0即maxz?F0/ A+M/ W pminz ?F0/ A+M/ W0螺栓的总拉力：FCb2 F F0C Cb mm ax一般来说， 对普通螺栓可按轴向载荷或倾覆力矩来确定螺栓的工作载荷； 按横向载荷或转矩来确定连接所需要的预紧力，然后求出螺栓的总拉力。对铰制孔螺栓，则按横向载荷或转矩确定螺栓的工作剪力6. 螺栓的主要的失效形式与相应的设计准则对于受拉螺栓，其主要失效形式：螺栓杆螺纹部分发生塑性变形或疲劳断裂（轴向变载荷），设计准则：保证螺栓的静力或疲劳拉伸强度；对于受剪螺栓， 其主要失效形式： 螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或螺栓杆被剪

10、断，设计准则：保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度，其中连接的挤压强度对连接的可靠性起决定性作用。对于经常拆卸的螺栓，其主要失效形式：滑扣（因经常拆卸）7. 松螺栓联接强度计算设计公式 d14F/( )8. 紧螺栓联接强度计算受拉紧螺栓d14 ×1.3 ×F2/( )当只受预紧力 F0 时 F 2 =F 0当受横向载荷 FR时 F 2 =F 0Ks·FR/ （f ·i ）当受轴向载荷 F 时 F2 = F1+F承受工作剪力的紧螺栓联接螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：FP d L0 minP。5欢迎下载精品文档螺栓杆的剪切强度条件为：F42d0设计时应使 :

11、Lmin1.25d 09. 螺栓、螺柱、螺钉的性能等级分为 10 级一般用途：通常选用 4.8 级左右的螺栓，重要场合：要选用高的性能等级，如在压力容器中常采用 8.8 级的螺栓10. 滑动螺旋传动螺旋副材料要求：足够的强度、耐磨性、摩擦系数小承受载荷 : 转矩、轴向力主要失效形式 : 螺牙的磨损设计准则：按抗磨损确定直径，选择螺距；校核螺杆、螺母强度等花键连接组成： 外花键和内花键优点：连接受力较为均匀 槽较浅， 齿根处应力集中较小， 周与毂的强度削弱较小 齿数较多， 总接触面积较大， 可承受较大的载荷 轴上零件与轴的对中性较好 导向性较好 可用磨削的方法提高加工精度及连接质量缺点： 齿根仍

12、有应力集中，有时需用专门设备加工，成本较高适用于 定心精度要求高、载荷大或经常滑移的连接分类： 矩形花键。定心方式：小径定心（外花键和内花键的小径为配合面） ；特点：定心精度高，定心的稳定性好， 能用磨削的方法消除热处理引起的变形；按齿高的不同，在标准中规定了轻系列和中系列， 轻系列的承载能力较小， 多用于静联接或轻载连接 渐开线花键。定心方式：齿形定心主要失效形式： 静联接工作面被压溃； 动连接工作面过度磨损。 静联接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动连接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算键连接功用：实现轴与轮毂之间的周向定位以传递转矩， 实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向主要

13、类型： 平键连接。工作面：键的两侧面；平键分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键， 其中普通平键和薄型平键用于静联接， 导向平键和滑键用于动连接； 薄型平键与普通平键的主要区别：键的高度约为普通平键的 60%70% 半圆键连接。优点：工艺性较好，装配方便，尤其适用于锥形轴端与轮毂的连接；缺点：轴上键槽较深，对轴的强度削弱较大，一般只用于轻载静连接中 楔键连接。工作面：上下两面；工作时，靠键的楔紧作用来传递转矩，同时还可承受单向轴向载荷，对轮毂起到单向轴向固定作用；优点： 传递有冲击和振动的较大转矩时，仍能保证连接的可靠性；缺点： 键楔紧后， 轴与轮毂的配合产生偏心和偏斜， 主要用于毂类零件的定

14、心精度要求不高和低转速的场合 切向键连接。 工作面： 由一对楔键沿斜面拼合后相互平行的两个窄面； 工作时， 靠工作面上的挤压力与轴和轮毂间的摩擦力来传递转矩；用一个切向键时，只能传递单向转矩；当传递双向转矩时，必。6欢迎下载精品文档须用两个切向键，而且两者间的夹角为 120°130°主要失效形式： 对于导向平键连接和滑键连接（动连接） ，主要失效形式：工作面的过度磨损， 通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算； 对于普通平键连接、 半圆键连接、楔形键连接和切向键连接， 其主要失效形式： 工作面被压溃， 对于普通平键连接严重过载时会出现键的剪断。布置： 进行键的强度校核

15、后， 若键强度不时，可采用双键联接； 考虑到载荷分布的不均匀性，校核强度时按 1.5 个键计算；双键布置规则：平键：按 180?布置，半圆键：同一条母线上，楔键：夹角成 120?130 ?带传动1、带传动是一种挠性传动基本组成零件：带轮（主、从动轮）和传送带特点：结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸振2、带传动的类型：摩擦型带传动和啮合型带传动摩擦型带传动：平带传动、圆带传动、 V带传动和多楔带传动3、V 带是由顶胶、抗拉体、底胶和包布组成普通 V 带的带型分为 Y、Z 、A、B、C、D、E7 种节线：弯曲时保持原长不变的一条周线节面：全部节线构成的面在 V 带轮上，与所配用 V 带的节面宽度

16、相对应的带轮直径称为基准直径 dV带在规定的张紧力下，位于带轮基准直径上的周线长度称为基准长度 Ld与普通 V 带相比，高度相同时，窄 V 带的宽度减小 1/3 ，而承载能力提高 1.52.5 倍，适用于传递动力大而又要求紧凑的场合。4、带传动的特点优点：（1）适用于中心距较大的传动； （2）带具有良好的挠性， 可缓和冲击、 吸收振动；（3）过载时带与带轮之间会出现打滑，避免了其它零件的损坏； （4）结构简单、成本低廉缺点：（1）传动的外廓尺寸较大； （2）需要张紧装置； （3）由于带的滑动，不能保证固定不变的传动比； （4）带的寿命较短； （5）传动效率较低5、带传动的受力分析静止时，带两边

17、的初拉力相等，均为 0传动时，由于摩擦力的作用，带两边的拉力不再相等：F1 F2 F1 紧边 ； F2 松边F0 = (F1 + F2 )/2有效拉力 Fe = F1 - F2= Ff （Ff 为传送带工作表面上的总摩擦力）PF ve1000。7欢迎下载精品文档传递功率 P与圆周力 Fe 和带速 V 之间有如下关系紧边和松边的拉力之比为：F1F2ef离心拉力 Fc2Fc qv N最大应力 max出现在紧边开始绕上小轮的接触处max 1 b1 c6、打滑：当圆周力 Fe>Ff 时，带与带轮之间出现显著的滑动。经常出现打滑使带的磨损加剧、传动效率降低，导致传动失效。为防止传送带打滑， 带轮的

18、初拉力 F0 必须大于带传动正常工作所要求的最小的初拉力 （F0）min。弹性滑动：带的弹性变形引起的带与带轮间的微量滑动由于带传动总存在紧边和松边，故弹性滑动总是存在的，是不可避免的滑动率v1v1v2d nd n1 12 2d n1 1V带传动的滑动率 =0.010.02 ，一般可忽略不计n d1 2i带传动的传动比： d2d1n d (1 )2 17、带传动的主要失效准则及其设计准则主要失效形式：打滑和疲劳破坏设计准则：在保证不打滑的条件下，带传动具有一定的疲劳强度和寿命8、单根 V 带的基本额定功率： 单根普通 V 带所能传递的最大功率 P0，它是通过试验得到的，试验条件：包角 =180

19、°、特定带长、平稳的工作条件9、带传动的参数选择中心距 a中心距 a 大，可增加带轮的包角，减小单位时间内带的循环次数， 有利于提高带的寿命；但中心距 a 过大，会加剧带的波动，降低带传动的平稳性，同时增加带传动的整体尺寸一般初选带传动的中心距 a0：0.7 （dd1+dd2）a02（dd1+dd2）传动比 i传动比 i 大，会减小带轮的包角。当带轮的包角减小到一定程度时，带传动会打滑带传动的传动比 i 一般为 i 7，推荐值为 i=2 5带轮的基准直径 dd在带传动需要传递的功率给定条件下， 减小带轮的直径， 会增大带传动的有效拉力， 从而导致 V 带根数增加， 这样不仅会增大带轮

20、的宽度， 而且也增加了载荷在 V 带之间分配的不均匀性。此外，带轮直径的减小，会增加带的弯曲应力。为避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径不能过小，即一般保证 dd（dd）min带速 v当带传动功率一定时， 提高带速， 可降低带传动的有效拉力， 相应地减小带的根数或 V带的横截面积，总体上减小带传动的尺寸；但，提高带速，也可提高带的离心应力，增加了单位时间内带的循环次数， 不利于提高带传动的疲劳强度和寿命； 带速不宜过高过低， 一般推荐v=525 ms，最高带速 Vmax<30 ms10、根据计算功率和小带轮转速选取普通 V 带的带型。8欢迎下载精品文档打滑只可能出现在小带轮上；为使各根 V

21、 带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于 10根。否则，应选择横截面积较大的带型，以减小带的根数；对于新安装的 V 带，初拉力应为1.5 （F0）min； 对于运转后的 V 带，初拉力 1.3 （F0）min11、常用的带轮材料： HT150或 HT200转速较高时可采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成； 为使 V 带工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合， 将 V 带轮轮槽的工作面的夹角做成小于 40°；V带安装到轮槽中后， 一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触12、V带传动的张紧定期张紧装置自动张紧装置采用张紧轮的张紧装置张紧轮一般应放在松边内侧，使带只受单向弯曲张紧轮应尽量靠近大带

22、轮，以免减小带在小带轮上的包角张紧轮的轮槽尺寸与带轮相同，且直径小于小带轮的直径如果中心距过小， 可将张紧轮设置在带的松边外侧， 同时应靠近小带轮， 但这种方式使带产生反向弯曲，不利于提高带的疲劳寿命链传动1、 优点：无弹性滑动和整体打滑，能保证准确的平均传动比，传动效率较高；作用在轴上的径向压力较小；整体尺寸较小，结构较为紧凑；能在高温和潮湿等恶劣环境中工作；制造安装精度要求较低，成本也低缺点：只能实现平行轴间链轮的同向转动；运转时不能保证恒定的瞬时传动比；磨损后一发生跳齿；工作时有噪声；不宜用在载荷变化很大、高速和急速反向的传动中链传动主要用于要求工作可靠、两轴相距较远、低速重载、工作环境

23、恶劣以及其他不宜采用齿轮传动的场合2、 分类：传送链、运输链和起重链传送链：滚子链和齿形链等3、 滚子链基本组成：滚子、套筒、销轴、内链板和外链板链的磨损主要发生在销轴与套筒的接触面上链板一般制成 8 字形，以使它的各个横截面具有接近相等的抗拉强度，同时也减小链的质量和运动时的惯性力一般情况下，最好不用奇数链节，以避免过渡链节的附加弯矩的作用链的使用寿命在很大程度上取决于链的材料及热处理方法，故组成链的所有元件均需要经历热处理，以提高其强度、耐磨性和耐冲击性节距 p 是滚子链的主要参数，节距增大时链条的各零件尺寸也相应的增加，可传递的功率也随之增加。链号数乘以 25.4 16mm即为节距值。滚

24、子链的标记：链号排数整链链节数 标准编号。9欢迎下载精品文档4、 齿形链（无声链）为防止齿形链在工作时发生侧向窜动，齿形链上设有导板与滚子链相比，优点：传动平稳、噪声小，承受冲击性能好，效率高工作可靠主要用于高速、 大传动比和小中心距等工作条件较为严酷的场合缺点：结构复杂，难于制造，价格较高5、 滚子链与链轮的啮合属于非共轭啮合链轮轮齿要求具有足够的耐磨性和强度。由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮的多，所受的冲击载荷较大，故小链轮应采用较好的材料制造6、链传动的运动特性链条的平均线速度：vz1pnz1160 1 0 0600z260pn21000m/ s链条的瞬时线速度沿 AB方向：vxR11c

25、os链条的瞬时线速度沿垂直方向的分量为：vy1 R11sin当主动链轮作等速转动时，从动链轮随、的变化作周期性的变速转动。只有当 Z1=Z2，且传动的中心距为链节距的整数倍时，才有 : i=1链传动在工作时，会产生振动和动载荷！多边形效应：链传动的传动比变化与链条绕在链轮上的多边形特征有关的现象7、链传动的动载荷链轮的转速越高，节距越大，齿数越少，则惯性力就越大，相应的动载荷也越大。同时，链条沿垂直方向也做变速运动，也会产生一定的动载荷节距越大，链轮的转速越高，则冲击越严重8、链传动张紧的目的：是松边不致过松，以免出现链条的不正常啮合、跳齿或脱链9、链传动的主要失效形式1. 链板疲劳破坏；2.

26、 滚子、套筒的冲击疲劳破坏；3. 销轴与套筒铰链的胶合；4. 链条铰链磨损；5. 过载拉断10、链传动的参数选择节距 p节距越大，承载能力高，但总体尺寸增大，多边形效应显著，振动、冲击和噪声也严重。1 0欢迎下载精品文档确定节距的原则：1）为使传动结构紧凑，寿命长，应尽量选用较小节距的单排链2）高速重载时，应选用小节距多排链3）中心距小，传动比大时，应选用小节距多排链4）中心距大，传动比小时，应选用大节距单排链允许采用的节距可根据功率 P0和小链轮转速 n1 确定链轮的齿数 z1 和 z2齿数过小，会增加运动的不均匀性和动载荷；链条在进入和退出啮合时，链节间的相对转角增大；链传动的圆周力增大，

27、从整体上加速了铰链和链轮的磨损。链轮的最少齿数 Zmin=9，一般 z117，对于高速传动或承受冲击载荷的链传动， z125，且链轮齿应淬硬当 i 一定时， z1 增大， z2 也相应增大，从而导致传动的总尺寸增大，而且还容易跳链和脱链，限制了链条的使用寿命链节数通常为偶数， 为使链轮与链条磨损均匀， 常取链轮齿数为奇数， 并尽可能与链节数互质传动比 ii 过大，链条在小链轮上的包角就会小，参与啮合的齿数减小，每个齿上承受的载荷增大，加速轮齿的磨损，且易出现跳齿和脱链中心距 aa 过小，单位时间内链条的绕转次数增多，链条的曲伸次数和应力循环次数增加，从而加剧了链的磨损和疲劳a 过小，链条在小链

28、轮上的包角会减小，每个轮齿所受的载荷会增大，且易出现跳齿和脱链a 过大，松边垂度会增大，传动时会造成松边颤动11、链传动的布置：链传动布置时，链轮必须位于铅垂面内，两链轮共面，中心线尽量不要处于铅垂位置。一般紧边在上，松边在下，以免在上的松边下垂量过大而阻碍链轮的顺利运转链传动的张紧目的：避免在链条的松边垂度过大时产生啮合不良和链条的振动，同时增大链条与链轮的啮合包角链传动的润滑：定期人工润滑、滴油润滑、油池润滑、油盘飞溅润滑、压力供油润滑齿轮传动1. 失效形式：轮齿折断，常发生于闭式硬齿面或开式传动中。现象：局部折断整体折断位置：均始于齿根受拉应力一侧。原因：疲劳折断齿面接触疲劳磨损（齿面点

29、蚀） ，常出现在润滑良好的闭式软齿面传动中。现象：节线靠近齿根部位出现麻点状小坑。齿面胶合严重的粘着磨损，现象：齿面沿滑动方向粘焊、撕脱，形成沟痕。原因： 高速重载 v, t , 油 , 油膜破坏 , 表面金属直接接触， 融焊相。11欢迎下载精品文档对运动撕裂、沟痕。低速重载 P、v ，不易形成油膜冷胶合。果：引起强烈的磨损和发热 , 传动不平稳 , 导致齿轮报废。齿面磨粒磨损：常发生于开式齿轮传动。齿面塑性流动：该失效主要出现在低速重载、频繁启动和过载场合。2. 设计准则：闭式软齿面齿轮传动：主要失效形式为疲劳点蚀。按齿面的接触疲劳强度设计计算；校核齿根的弯曲疲劳强度。闭式硬齿面齿轮传动：主

30、要失效形式为轮齿的折断按齿根的弯曲疲劳强度设计计算；校核齿面的接触疲劳强度。开式齿轮传动：主要失效形式为轮面的磨损。按齿根的弯曲疲劳强度设计计算，并考虑磨损的影响将模数增大 10 15，不需验算。滑动轴承1、分类：按受载方向，径向滑动轴承（承受径向载荷） 、止推滑动轴承（承受轴向载荷） 、径向止推滑动轴承（同时承受径向和轴向载荷）按润滑状态，液体摩擦滑动轴承、非液体摩擦滑动轴承2、结构形式径向滑动轴承的结构形式有整体式、对开式、自位式、间隙可调式、多叶式等止推滑动轴承的结构形式：普通止推轴承、液体动压止推轴承3、滑动轴承的主要失效形式：磨粒磨损、疲劳点蚀、胶合、疲劳剥落2滚动轴承的计算准则针对

31、上述三种失效形式，滚动轴承应进行相应的计算，其计算准则是：（1）对一般转速（ n 10r/min ）的轴承，疲劳点蚀是其主要失效形式，轴承应进行防止疲劳点蚀的寿命计算，即疲劳强度计算；（2）对高速轴承，除进行寿命计算外，还要进行必要的极限转速校核；（3）对静止或极慢转速（ n 10r/min ）的轴承，轴承承载能力取决于所允许的塑性变形，应作静强度计算。4、轴承材料的基本要求：（1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性（2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性（3）足够的强度和抗腐蚀能力（4）良好的导热性、工艺性、经济性等轴承的重要材料轴承合金 （巴氏合金） ：在所有轴承材料中， 其嵌入性及摩擦顺应性最

32、好，很容易和轴颈磨合， 也不容易与轴颈发生咬粘，但其强度很低，不能单独制作轴瓦，只能贴附在青铜、钢或铸铁轴瓦上作轴承衬。5、滑动轴承的润滑。1 2欢迎下载精品文档润滑油的选择：主要考虑油的黏度和润滑性（油度）一般选用原则：低速、重载、工作温度高时，选较高黏度的润滑油；反之，选用较低黏度的润滑油润滑油的黏度随温度的升高而降低润滑脂的选择：主要考虑其稠度（用针入度表示）和滴点一般选用原则：低速、重载时应选用针入度小的润滑脂所选用的润滑脂的滴点一般应高于轴承工作温度 20°30°或更高在潮湿或有水淋的环境下，应选用抗水性好的钙基脂或锂基脂温度高时应选用耐热性好的钠基脂或锂基脂6.

33、 滑动轴承的润滑方式：润滑油润滑：人工加油润滑、滴油润滑、油绳润滑、油环润滑、飞溅润滑、压力循环润滑润滑脂润滑： 定期旋转杯盖将杯内润滑脂压进轴承、 用黄油枪通过压注油杯向轴承补充润滑脂7、非液体摩擦滑动轴承的失效形式：磨粒磨损和黏附磨损计算准则：防止过度磨损，应限制轴承压强 p防止工作时摩擦发热量大， 温度过高的黏附磨损， 应限制轴承的压强 - 速度值 pv防止滑动速度过高而加速轴承的磨损，应限制滑动速度 v8、形成动压油膜的基本条件：两相对滑动表面间必须形成收敛的楔形间隙两表面间必须具有一定的相对滑动速度，其润滑油的运动方向必须从大口流进，小口流出润滑油必须有一定的的黏度，且供油要充分轴1

34、. 分类按承受的载荷： 转轴既传递 扭矩又承受 弯矩传动轴主要传递 扭矩心轴主要承受 弯矩按轴的形状：直轴光轴和阶梯轴曲轴挠性钢丝轴2. 轴的失效形式疲劳折断、过大的塑性变形3. 设计轴时应考虑的主要问题结构合理、具有足够的强度、具有足够的刚度、振动要小4. 轴的设计特点在设计之初无法精确地计算轴径5. 轴设计的三步计算法1. 轴的初估计算2. 轴的结构设计。1 3欢迎下载精品文档3. 轴的强度计算6影响轴结构设计的因素1、轴在机器中的 安装位置2、轴上 零件的布置及固定方式3、 轴承类型及位置4、轴上 作用力的大小及分布 情况5、轴的 加工工艺7. 轴的设计要求1、制造安装：轴应便于制造，轴

35、上零件要易于装拆2、定位：轴和轴上的零件要有准确的工作位置3、固定：各零件要牢固而可靠的相对固定4、改善应力状况，减小应力集中8. 轴上零件的定位定位方法：轴肩、轴套、轴承端盖、轴承挡圈1 、轴肩阶梯轴上截面变化处，起轴向定位作用2 、轴向固定可有套筒、螺母或轴端挡圈来实现3 、无法采用套筒或套筒过长时，可采用双圆螺母加以固定4 、装在轴端上的零件往往采用轴端挡圈圆锥面定位5 、轴向力较小时，可采用弹性挡圈或紧定螺钉来实现6 、周向固定大多采用键、花键、过盈配合或型面连接等形式来实现为加工方便， 键槽应设计成同一加工直线上， 即在轴的同一母线上， 且尽可能采用同一规格的键槽截面9各轴段直径和长

36、度的确定确定轴端直径大小的基本原则：1 、按轴所受的扭矩估算轴径，作为轴的最小轴径2、有配合要求的轴端，应满足装配尺寸要求3、安装标准件的轴径，应尽量采用标准直径4、有配合要求的零件要便于装拆确定轴端直径和长度的推算方法1、 径向尺寸从两端向中间推算2、 轴向尺寸从中间向两端推算便于零件的装配，减少配合表面的擦伤的措施：1、 在配合段轴段前应采用较小的直径2、 配合段前端制成锥度3、 配合段前后采用不同的尺寸公差4 、为了便于轴上零件的拆卸，轴肩高度不能过大轴的径向尺寸的确立1、 轴上零件用 轴肩定位 的 相邻轴径 的直径一般相差 510mm2、 当滚动轴承用轴肩定位时，起轴肩直径在滚动轴承

37、标准中查取 ，为轴上零件装拆方便或加工需要，相邻轴段直径之差应取 13 mm3、 轴上装滚动轴承、传动件和密封件等处的轴段直径应取相应的标准值4、 需要磨削加工或车制螺纹的轴段，应设计相应的 砂轮越程槽 或 螺纹退刀槽轴的轴向尺寸的确定1、 轴上安装零件的各段长度，根据相应零件轮毂宽度和其他结构需要来确定。1 4欢迎下载精品文档2、 不安装零件的各轴段长度可根据轴上零件相对位置来确定。3、 当用套筒或挡油盘等零件结构来固定轴上零件时， 轴端面与套筒端面或轮毂端面之间应留有 23 mm的间隙，即 轴段长度小于轮毂宽度 23 mm，以防止加工误差使零件在轴向固定不牢靠。 当轴的外伸段上安装联轴器、

38、 带轮、 链轮时，为了使其在轴向固定牢靠，也需要同样处理4、 轴断在轴承座孔内的结构和长度与轴承的润滑方式有关。轴承油润滑时， 轴承的端面距箱体内壁的距离为 35mm；轴承脂润滑时， 为了安装档油盘， 轴承的端面距箱体内壁的距离为 1015mm5、 轴上平键的长度应短于该轴段长度 510mm，键长要圆整为标准值。键端距零件装入侧轴端距离一般为 25mm，以便安装轴上零件时使其键槽容易对准键10. 应力集中应力集中出现在截面突然发生变化或过盈配合边缘处减小的措施： 1、用圆角过渡2 、尽量避免在轴上开横孔、切口或凹槽3 、重要结构可增加卸载槽、过渡肩环、凹切圆角、增大圆角半径，也可以减小过盈配合

39、处的局部应力11轴的结构工艺性1、为便于轴上零件的装拆， 一般轴都做成从轴端逐渐向中间增大的阶梯状。 在满足使用要求的前提下，轴的结构越简单，工艺性越好2、装零件的轴端应有 倒角 ，需要磨削的轴端有 砂轮越程槽 ，车螺纹的轴端应有 螺纹退刀槽12. 轴系结构的改错1 、轴上旋转零件（齿轮、带轮、链轮、联轴器等）轴向定位：先看是否存在，若存在，再看是否可靠轴向定位：先看是否存在，若存在，再看是否可靠2 、轴的结构轴端是否有倒角轴是否呈阶梯形同一直径轴段是否太长3、轴承轴承是否定位，定位高度是否合理“3”、“7”类轴承的排列方式是否合理（正装、反装）轴的润滑轴的密封轴承间隙的调整（如“调整垫片”

40、）轴承用轴肩定位处是否有砂轮越程槽轴承的配合4、其他轴的加工工艺性（如不同轴段上的键槽是否在同一母线上，螺纹退刀槽等）动静件是否相碰 加工面与非加工面是否分开实例。1 5欢迎下载精品文档1 左、右两边轴承端盖均无调整垫片2 左边轴承内圈固定错误，轴肩高过内圈高度3 键过长4 齿轮轮毂的长度要长过与其配合的轴段的长度 12mm5 套筒高度高过右边轴承内圈的高度6 右边轴承端盖与轴要留有间歇7 右边轴承端盖与轴间要有密封圈8 和右端轴承相配合的轴端作成阶梯轴，便于装拆9 两端的轴承要设有挡油环10 联轴器没有周向定位。11. 右轴承左端面只与套筒接触 , 与轴肩留有间隙 .。1 6欢迎下载精品文档

41、1、一压力容器盖螺栓组连接如图所示，已知容器内径 D=250m，m内装具有一定压强的液体，沿凸缘圆周均匀分布 12个 M16（d 13.835mm）的普通螺栓，1螺栓材料的许用拉应力 180MPa ，螺栓的相对刚度 /( ) 0.5c c c ，按紧b b m密性要求，剩余预紧力F =1.83 F ，F 为螺栓的轴向工作载荷。试计算：该螺栓1组连接允许容器内的液体最大压强p 及每个螺栓连接所需的预紧力 F0 。max1、 计算每个螺栓允许的最大总拉力：F22 d14 1.3.2分20815 N .1分2、 计算容器内液体最大压强F F F 2.8F.1分2 120815F 7434 N .1 2.8分2D / 4F p .1max12分p 1.82MPa.1分max3、CbF0 F2 F.2分C Cb m(20815 0.5 7434) 17098N.1分2、下图所示为一对角接触球轴承支承的轴系，轴承正安装（面对面） ，已知两个轴承的径向载荷分别为F =2000N，FR2 = 4000N，轴上作用的轴向外加载荷R1