机械设计总复习

1、第十一章第十一章 轴轴第十二章第十二章 滚动滚动轴承轴承 第十三章第十三章 滑动滑动轴承轴承第十四章第十四章 联联轴器轴器、离合器和制动器、离合器和制动器第一篇第一篇总论总论第二篇第二篇联接联接第一章第一章 机械设计总论机械设计总论第二章第二章 机械零件的疲劳强度设计机械零件的疲劳强度设计第三章第三章 摩擦、磨损及润滑基础摩擦、磨损及润滑基础第四章第四章 螺螺纹联接和螺旋传动纹联接和螺旋传动第五章第五章 键、花键、销、无键联接键、花键、销、无键联接第六章第六章 过盈联接、弹性环联接及过盈联接、弹性环联接及 铆、焊、粘接铆、焊、粘接第七章第七章 带传动带传动第十章第十章 链传动链传动第八章第八章

2、 齿轮传动齿轮传动第九章第九章 蜗杆传动蜗杆传动第三篇第三篇传动传动第四篇第四篇轴系零（部）件轴系零（部）件其它零件其它零件第十五章第十五章 弹弹簧簧 机械零件的等寿命疲劳曲线和r=C时零件疲劳强度计算； 螺栓组的受力分析和螺栓的静强度、疲劳强度计算； 带传动的工作能力分析、齿轮传动的强度分析； 斜齿轮、锥齿轮及蜗杆蜗轮的受力分析； 角接触轴承的轴向力计算及滚动轴承的寿命计算； 动压润滑的形成条件及滑动轴承的承载能力分析； 轴系结构分析及结构改错等。 全面、认真复习教材，加深理解概念、知识点（重点、难点） 对于重要的理论和观点，学会分析，能正确判断； 研究典型例题、习题，学会知识的运用；答疑

3、6-412准备考试（带绘图工具、计算器等）考试题型：填空（20分）、选择（20分）、判断（10分）概念、分类、常识；分析及绘图题（21分）；简答题（18分）；计算题（11分）机器的作用及组成机器的基本要素机器的作用及组成机器的基本要素零件零件 机械零件设计需要满足的基本要求机械零件设计需要满足的基本要求机械零件的主要失效形式与设计准则机械零件的主要失效形式与设计准则机械零件的载荷与应力机械零件的载荷与应力机械零件的常用材料及其选择机械零件的常用材料及其选择主要内容主要内容名义载荷与计算载荷关系：KFFCKPPCKTTCsmax最大应力； smin最小应力sm平均应力； sa应力幅值r 应力比（

4、循环特性）maxminssr2minmaxmsss2minmaxasss应力参数应力参数强度准则（一）强度准则（一）强度准则强度：指机械零件工作时抵抗破坏（断裂或塑性变形）的能力。 强度条件有两种表示方法： Slim2）用安全系数表示：1） 用应力表示：SSlimS注：对于切应力，只须将上述各公式中的 换成 即可。机械零件的计算准则1 1 静应力下的强度静应力下的强度2 循环应力下的强度循环应力下的强度3 表面接触疲劳强度表面接触疲劳强度 4 4 表面挤压强度表面挤压强度 许用安全系数许用安全系数 S 合理选择许用安全系数S是设计中的一项重要工作。S过大，则机器会过于笨重；过小，可能不安全。因

5、此，在保证安全的前提下，应尽可能选用较小的许用安全系数。s 取值主要受下列因素的影响： 1）计算的准确性； 2）材料的均匀性； 3）零件的重要性。整体强度静应力下的强度1 1 静应力下的极限应力静应力下的极限应力 在静应力下工作的零件，其可能的失效形式是塑性变形或断裂。材料种类不同，所取极限应力也不同。塑性材料 ssslimslim，脆性材料 ，bsslimblim对塑性材料按第三或第四强度理论计算对脆性材料按第一强度理论计算当量应力。 注：1）对于塑性材料和组织不均匀的脆性材料（如灰铸铁），在计算静强度时，可不考虑应力集中的影响。2）对于组织均匀的低塑性材料（如淬火钢），在计算静强度时，应考

6、虑应力集中的影响。极限应力的确定：根据零件材料的种类和应力性质合理确定。强度条件：， 只受正应力或只受切应力时同时受正应力和切应力时e，e 接触强度2 循环应力下的极限应力循环应力下的极限应力计算变应力下的强度时，应取 疲劳极限limsrNs3 表面接触疲劳强度表面接触疲劳强度 对于高副零件，理论上是点、线接触，但实际上在载荷作用下材料发生弹性变形后，理论上的点、线接触变成了很小的面接触，在接触处机械零件的计算准则局部会产生很高的应力，这样的应力称为表面接触应力，用 表示。 的大小用赫兹公式计算：HsHs)1()1()1(222121EEbFHs 在接触循环应力作用下的强度称为表面接触疲劳强度

7、表面接触疲劳强度。强度条件为： HsHs（强度条件，详见第二章）。接触强度2机械零件的计算准则接触循环应力作用下的失效形式是：疲劳点蚀疲劳点蚀（简称点蚀点蚀）。点蚀的危害： 1）破坏零件的光滑表面，引起振动和噪音。 2）减小零件的有效工作面积。 接触失效形式接触失效形式 : 静应力静应力: 表面压碎表面压碎 脆性材料脆性材料, 表面塑性变形表面塑性变形塑性材料塑性材料变应力：疲劳点蚀变应力：疲劳点蚀齿轮、滚动轴承的常见失效形式。齿轮、滚动轴承的常见失效形式。)1()1()1(222121EEbFHs机械零件的接触强度机械零件的接触强度综合曲率半径内接触外接触21111说明：1）圆柱体 ，Hma

8、x与F不呈线性关系21maxFHs2）圆柱体）圆柱体 ， 越大，越大， Hmax越小越小211maxsH3）同样的）同样的1、2下，下，内接触时内接触时较大，较大， Hmax较小，约为较小，约为外接触时的外接触时的48%重载情况下，采用内接触，有利于重载情况下，采用内接触，有利于提高承载能力或降低接触副的尺寸提高承载能力或降低接触副的尺寸。 4 4 表面挤压强度表面挤压强度 两零件之间为面接触时，在载荷作用下，接触表面上产生的应力称为挤压应力，用 表示。 ps 在挤压应力作用下的强度称为挤压强度，其强度条件为： psps 挤压应力作用下，接触面的失效形式是“压溃压溃” 。注：相互挤压表面上的挤

9、压应力相等。注：相互挤压表面上的挤压应力相等。机械零件的计算准则（二）刚度准则（二）刚度准则 刚度是指机械零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力。如果零件的刚度不足，有些零件则会因为产生过大的弹性变形而失效。 刚度条件为：实际变形量许用变形量式中：实际变形量可用相关理论计算或由实验方法确定。 许用变形量是保证正常工作所允许的变形量。 注： 1）零件材料的弹性模量E越大，则其刚度越大。 2）用合金钢代替碳钢能提高零件的强度，但不能提高零件的刚度。 （三）振动稳定性准则（三）振动稳定性准则 当作用在零件上的周期性外力的变化频率接近或等于零件的自激振 动频率（固有频率）时，便发生共振，导致零件失效。这种

10、现象称之为“失去振动稳定性”。 振动稳定性准则：振动稳定性准则：使零件的自激振动频率 f 远离外力变化的频率 。 即 0.85 f 或 1.15 fFfFfFf耐磨性计算机械零件的计算准则（四）摩擦学准则（四）摩擦学准则 （耐磨性计算）进行条件性计算，通过限制影响磨损的主要因素防止产生过大的磨损量过大的磨损量。 即 ）低速，大载荷时，压强不超过许用值 p p ）滑动速度较高时，还应使压强与速度乘积不超过许用值 ）高速时，还应使速度不超过许用值 pvpv注：限制 值就是间接的限制因摩擦而产生的热量，防止温度过高。pv（五）温度对机械零件工作能力的影响在低温下，钢的强度有所提高，但其韧性会明显降低

11、而韧性会明显降低而变脆，且对应力集中的敏感性增大变脆，且对应力集中的敏感性增大。而有色金属在低温下一般不会变脆，其强度和塑性还会有所提高。低温设备常用有色金属材料制造。 为防止润滑失效产生过大磨损或发生胶合现象，设计摩擦副零件时，需进行热平衡计算。热平衡时的工作温度t不许超过许用温度t，即 t t当金属温度超过某一数值（钢为300400，轻合金为 100150 ）时，其强度将急剧下降强度将急剧下降。在高温下工作的机械零件应采用耐高温材料制造，如耐热合金钢、金属陶瓷等。机械零件的标准化、系列化和通用化“三化”机械零件常用材料：机械零件材料选择原则碳钢与合金钢铸钢灰铸铁球墨铸铁可锻铸铁碳素结构钢优

12、质碳素结构钢合金结构钢黑色金属有色金属非金属材料复合材料主要考虑使用要求、工艺要求和经济要求。按使用要求选用的原则按工艺要求选用的原则按经济要求选用的原则当零件受力较大，工作情况复杂，热处理要求较高时，可选用合金结构钢。主主要要内内容容疲劳破坏、变应力的类型疲劳破坏、变应力的类型疲劳曲线（疲劳曲线（-N曲线）及曲线）及m-a极限应力图极限应力图影响影响零件的疲劳强度的主要因素零件的疲劳强度的主要因素稳定循环应力下机械零件的疲劳强度计算稳定循环应力下机械零件的疲劳强度计算不稳定循环应力下机械零件的疲劳强度计算不稳定循环应力下机械零件的疲劳强度计算疲劳曲线和极限应力图两个概念：两个概念：2）疲劳寿

13、命疲劳寿命N材料疲劳失效前所经历的应力循环次数。 rN1）材料的疲劳极限疲劳极限 在应力比为 r 的循环应力作用下，应力循环 N 次后，材料不发生疲劳破坏时所能承受的最大应力 。 rNsmaxs)(max疲劳强度设计中，以疲劳极限作为极限应力。疲劳强度设计中，以疲劳极限作为极限应力。 r不同或 N 不同时，疲劳极限 则不同。 rNsslimrNsN 应力循环次数应力循环次数rN 有限寿命疲劳极限（对应于有限寿命疲劳极限（对应于N）r 持久疲劳极限（对应于持久疲劳极限（对应于N0）疲劳曲线（疲劳曲线（-N曲线）曲线）应力比应力比r一定时，表示一定时，表示疲劳极限疲劳极限 rN与循环次数与循环次数

14、 N之间关系的曲线。之间关系的曲线。sN 疲劳曲线osN0NBArs310有限寿命区无限寿命区rNsN疲劳曲线疲劳曲线)(常数CNmrNs0Nmrs疲劳曲线方程：疲劳曲线方程：定义域：043)1010(NNrrNss定义域：NN0rNKNNsssm0rrN式中式中r 、N0及及m的值由材料试验确定。的值由材料试验确定。m0NkNN0mrNrNNssAB称为寿命系数称为寿命系数（2-22-2） 疲劳曲线是有限寿命疲劳极限和应力循环次数之间的疲劳曲线是有限寿命疲劳极限和应力循环次数之间的关系曲线，它反映了材料抵抗疲劳断裂的能力。关系曲线，它反映了材料抵抗疲劳断裂的能力。 利用疲劳曲线可以对只需要工

15、作一定期限的零件进行利用疲劳曲线可以对只需要工作一定期限的零件进行有限寿命设计，以便减小零件尺寸和重量。有限寿命设计，以便减小零件尺寸和重量。低周疲劳低周疲劳当当N N10103 3 （ 10104 4 ）时，疲劳极限接近或超过材料的）时，疲劳极限接近或超过材料的屈服点，不同循环次数屈服点，不同循环次数N N下的疲劳极限几乎没有变化，此类疲劳称下的疲劳极限几乎没有变化，此类疲劳称为低周疲劳。为低周疲劳。特点：应力大，寿命低。特点：应力大，寿命低。高周疲劳高周疲劳相对于低周疲劳，将相对于低周疲劳，将N N10103 3 （ 10104 4 ）时的疲劳称为）时的疲劳称为 高周疲劳。高周疲劳。sN

16、疲劳曲线osN0NBAs310有限寿命区无限寿命区NsN451, 0sA)2,2(00ssB0 ,bCsasmsomrsars极限应力图疲劳曲线和极限应力图 极限应力图极限应力图amss 疲劳寿命为 （无限寿命）时的 极限应力图0N无限寿命极限应力线在疲劳寿命在疲劳寿命N N 一定时，表示疲劳极限一定时，表示疲劳极限 与应力比与应力比 r r 之间关系的线图。之间关系的线图。 rNsamssamrrrsss 极限应力线上的每个点，都表示了某个应力比r下的极限应力 。 rs极限应力图2 极限应力线上的点称为极限应力点极限应力点。三个特殊点 A、B、C 分别为对称循环、脉动循环、以及静应力下的极限

17、应力点。 对于高塑性钢，常将其极限应力线简化为折线 ABDG 。 AD段的方程为： 1massssrr0012ssss式中：将平均应力折算成应力幅的等等效系数效系数 ，其值见教材P18。疲劳曲线和极限应力图451, 0sA)2,2(00ssBasmso45D0 ,sCs疲劳强度线屈服强度线)(amssssmrsa rs 谢林森折线图 简化极限应力简图折线上各点：横坐标为极限平均应力，纵坐标为极限应力幅。折线上各点：横坐标为极限平均应力，纵坐标为极限应力幅。直线直线ES为塑性屈服极限曲线，为塑性屈服极限曲线，sammaxssssr=c的应力增长规律线。工作应力点N极限应力点NNOONSSCras

18、时，图解法求解工作应力点的安全系数：极限应力图3疲劳曲线和极限应力图对于低塑性钢或铸铁，其极限应力线可简化为直线AC。451, 0sA)2,2(00ssB0 ,bCsasmso 对于切应力，只需将各图中的 换成 即可。s 古特曼线图 1massssrrbsss1式中，是将平均应力折算成应力幅的等效系等效系数数 ，其值与材料有关，见教材P18。屈服强度线1, 0sA)2,2(00ssBasmsoD0,sGsD零件的极限应力图零件的极限应力图： 疲劳强度线DKss2020sBDKss1A 由于应力集中、尺寸和表面状态的影响，大多数机械零件的疲劳强度比标准试件（材料）的有所降低。综合影响系数只对应力

19、幅有影响，而对平均综合影响系数只对应力幅有影响，而对平均应力没有影响应力没有影响，则A点成为零件的对称循环疲劳极限点；B点成为零件的脉动循环疲劳极限点；作直线 并延长交GD于D，则折线 即为零件的极限应力线。 GDABADA疲劳强度线GDGD 屈服强度线ma1rrDKsssssamrrssssrarmPss ，1rarmPss ，1为零件的任一疲劳极限点。为零件的任一疲劳极限点。应力集中、尺寸、表面状态影响零件疲劳强度的主要因素 试验证明：应力集中、尺寸和表面质量都只对应力幅有影响，而对平均应力没有明显的影响。（即对静应力没有影响） 综合影响系数DKKssss DKK ，零件的疲劳极限DKKs

20、ss11DKK11，对称循环条件下不同应力比r对应的材料的疲劳极限，可根据m-a确定。受稳定循环应力时零件的疲劳强度1）r=C（常量）r=c的应力增长规律线。工作应力点N极限应力点N2）m=C （常量）3）min=C （常量）例例 某轴只受稳定交变应力作用，工作应力某轴只受稳定交变应力作用，工作应力 材料的机械性能材料的机械性能 ， ，轴上危险截面的，轴上危险截面的 ， ， 。（1）绘制材料的简化极限应力图；）绘制材料的简化极限应力图；（2）用作图法求极限应力及安全系数（按）用作图法求极限应力及安全系数（按r=c加载和无限寿加载和无限寿命考虑）；命考虑）；（3）取）取S=1.3，试校验此轴是否

21、安全。，试校验此轴是否安全。240MPamaxs40MPamins450MPa1-s800MPass700MPa0s3 . 1ks78. 0s1sS（800，0）EA（0，450）B（350，350）135OamA（0，450）B（350，350）S（800，0） 解：（解：（1）绘制材料的极限应力图绘制材料的极限应力图 S（800，0）EA（0，450）B（350，350）135Oam（2）绘制零件的极限应力图绘制零件的极限应力图 A（0，270） B（350，210） S （800，0）A（0，270）B（350，210）（3）在图上标出工作应力点在图上标出工作应力点M 100MPa240

22、2402minmaxmsss140MPa2402402minmaxasss工作应力点的坐标为工作应力点的坐标为M（100，140） S（800，0）EA（0，450）B（350，350）135OamA（0，270）B（350，210）M（100，140）M（100，140）MM（170，241）（170170，241241）（4）由作图法求极限应力及安全系数由作图法求极限应力及安全系数71. 1170291OMMOSSassS=1.3S=1.3疲劳强度达到安全要求。疲劳强度达到安全要求。 受规律性不稳定循环应力时零件的疲劳强度1 1、寿命损伤率、寿命损伤率稳定循环应力稳定循环应力 的累积循环次

23、数记为的累积循环次数记为 ，在，在 的单独作用下材料的单独作用下材料的疲劳寿命记为的疲劳寿命记为 ，则，则 称为称为 的的寿命损伤率寿命损伤率。isisisiNiiNnin 受规律性不稳定循环应力作用时，材料在各应力作用下，损伤是独立进行的，并可以线性地累积成总损伤，且当各应力的寿命损伤率之和等于1时，则将发生疲劳破坏，即式（2-25）为Miner法则法则数学表达式，亦即疲劳损伤线性累积假说疲劳损伤线性累积假说。 2 2、 MinerMiner法则法则1iiNn（2-252-25）在计算零件的疲劳强度时，若考虑了综合影响系数和许用安全系数后 仍小于 的应力可不考虑。rssssssSKmaD）（

24、miimdenNss（2-272-27）3、疲劳强度设计、疲劳强度设计应力对材料的疲劳损伤程度应力对材料的疲劳损伤程度可用寿命损伤率衡量。可用寿命损伤率衡量。等效循环次数dseN的疲劳寿命。表示ddNs等效应力的大小等效计算的两种方法（1）等效循环次数法 先取 为某个定值，通常可以取 为对零件寿命损伤起主要作用的应力，如最大应力或循环次数最多的应力，而后计算此应力下的等效循环次数 。 dsdseN（2）等效应力法先取先取 ，再计算此循环次数下的等效应力，再计算此循环次数下的等效应力 。0NNeds本课程重点介绍本课程重点介绍等效循环次数法对于受规律性不稳定循环切应力时零件的疲劳强度设计，只需将

25、上述各公式中的正应力 换成切应力 即可。 s1 1）判断去掉过小应力；）判断去掉过小应力；2 2）取等效应力）取等效应力 为非稳定变应力中作用时间最长的或起主为非稳定变应力中作用时间最长的或起主要作用的应力；要作用的应力；3 3）求等效循环次数）求等效循环次数 ；4 4）求等效循环次数下的寿命系数）求等效循环次数下的寿命系数 和疲劳极限和疲劳极限 5 5）计算疲劳强度安全系数；计算疲劳强度安全系数； 6 6）判断零件或材料的安全性。判断零件或材料的安全性。 eNdsNKrNes等效循环次数法计算步骤：计算步骤：imdienNss（2-282-28）rNeKNNsssm0rrNe摩擦、磨损和润滑

26、摩擦、磨损和润滑摩擦、磨损的分类摩擦、磨损的分类干摩擦、边界摩擦的机理干摩擦、边界摩擦的机理流体动力润滑的基本知识流体动力润滑的基本知识 主要内容主要内容干摩擦干摩擦流体摩擦流体摩擦边界摩擦边界摩擦混合摩擦混合摩擦按润滑状态按润滑状态（流体摩擦、边界摩擦和混合摩擦又称为流体润滑、边界润（流体摩擦、边界摩擦和混合摩擦又称为流体润滑、边界润滑和混合润滑。）滑和混合润滑。）边界摩擦的机理吸附膜化学反应膜润滑油中含有少量的极性物质，分子一端的极性团具有化学活性，依靠分子或原子间的范德华力（静电引力）牢固吸附在金属表面，形成分层定向排列的单分子层或多分子层。分子间的内聚力使吸附膜具有一定的承载能力，有效

27、地防止两摩擦表面直接接触，构成吸附分子之间的摩擦。当表面温度较高时，极性分子能与表面金属形成金属皂极性分子，依靠化学键的结合被吸附在金属表面形成分子栅。和物理吸附膜比较，可以在较高的载荷、速度和温度条件下工作。物理吸附膜化学吸附膜对于高速重载的摩擦副，在产生适当接触温度的条件下，润滑油中的硫、磷、氯等元素与金属表面发生化学反应，迅速生成无机物膜。化学反应膜熔点高，剪切强度低，与金属表面结合牢固，可以保护表面不致发生粘着磨损，适用于高温、高速重载条件。磨损的分类磨损的分类粘着磨损粘着磨损 磨粒磨损磨粒磨损 表面疲劳磨损表面疲劳磨损 腐蚀磨损腐蚀磨损 按照磨损的机理不同，磨损可分为四种基本类型，见

28、表按照磨损的机理不同，磨损可分为四种基本类型，见表3-13-1其它磨损其它磨损（1）侵蚀磨损）侵蚀磨损（2）微动磨损）微动磨损1）气蚀磨损）气蚀磨损2）冲蚀磨损）冲蚀磨损耐磨性计算摩擦学准则摩擦学准则 （耐磨性计算） 滑动摩擦下工作的零件，常因过度磨损而失效。但由于影响磨损的因素很多且比较复杂，到目前为止尚无完善的磨损计算方法。通常进行条件性计算，通过限制影响磨损的主要因素（压强p、滑动速度v和pv值）来防止产生过大磨损。 滑动速度低，载荷大时， p p 滑动速度较高时，p p，且pv pv高速时， p p，pv pv且v v 改善摩擦副耐磨性的措施：改善摩擦副耐磨性的措施：（1 1）合理选择

29、摩擦副材料）合理选择摩擦副材料（2 2）合理选择润滑剂及添加剂）合理选择润滑剂及添加剂（3 3）合理采用表面强化技术）合理采用表面强化技术（4 4）合理选用加工方法，控制表面几何形貌）合理选用加工方法，控制表面几何形貌（5 5）合理采用过滤与密封技术）合理采用过滤与密封技术（6 6）合理进行冷却、控制表面温度）合理进行冷却、控制表面温度（7 7）合理的结构设计）合理的结构设计润滑剂选用的基本原则在低速、重载、高温、间隙大的情况下，应选用粘度较大的润滑油；而在高速、轻载、低温、间隙小的情况下应选粘度较小的润滑油。润滑脂主要用于速度低、载荷大、不需经常加油、使用要求不高或灰尘较多的场合。气体、固体

30、润滑剂主要用于高温、高压、防止污染等一般润滑剂不能适用的场合。润滑油的主要性能指标：粘度、油性、闪点和燃点、倾点、酸值、氧化安定性、抗乳化性、抗泡性润滑脂的主要性能指标：锥入度、滴点、抗水性、机械安定性Fmaxp油压分布曲线AOxyABBhah0hb楔形间隙的最小油膜楔形间隙的最小油膜厚度厚度hb愈小，则油流愈小，则油流速度愈大，承载能力速度愈大，承载能力也愈大。也愈大。为了获得稳定的动压油为了获得稳定的动压油膜，必须具备下列条件：膜，必须具备下列条件：1）两相对运动的摩擦表面，必须沿着运动方向上有一个倾角，）两相对运动的摩擦表面，必须沿着运动方向上有一个倾角，即能形成收敛的楔形间隙。即能形成

31、收敛的楔形间隙。2）两表面间必须具有相对运动速度。）两表面间必须具有相对运动速度。3）润滑油必须具有粘度，能保证连续供应，油量充足。）润滑油必须具有粘度，能保证连续供应，油量充足。 螺纹联接基螺纹联接基本知本知识识单个螺栓联接的受力分析及强度计算单个螺栓联接的受力分析及强度计算螺栓组的受力分析螺栓组的受力分析提高螺栓联接强度的措施提高螺栓联接强度的措施螺纹联接的螺纹联接的结构设计结构设计螺纹联接的预紧和防松螺纹联接的预紧和防松螺旋传动螺旋传动主主要要内内容容4.1.2 螺纹的类型螺纹的类型 1.根据母体形状，螺纹分为根据母体形状，螺纹分为圆柱螺纹圆柱螺纹和和圆锥螺纹圆锥螺纹。三角形螺纹三角形螺

32、纹矩形螺纹矩形螺纹梯形螺纹梯形螺纹锯齿形螺纹锯齿形螺纹用于联接用于联接主要用于传动主要用于传动普通螺纹普通螺纹（粗牙、细牙）（粗牙、细牙）管螺纹管螺纹圆弧螺纹圆弧螺纹2.根据牙型不同根据牙型不同锯齿型螺纹：单向传动；梯形螺纹：双向传动传动螺纹：有矩形螺纹与圆锥管螺纹相似）圆锥螺纹：管路联接（高压管路。性。高温、圆锥管螺纹：具有自封圆柱管螺纹：管路联接管螺纹自锁性好。构。细牙：小载荷、调整机粗牙：普通联接使用普通螺纹联接螺纹螺纹螺纹联接的预紧螺纹联接的预紧 预紧目的预紧目的：1）防止联接在工作中松动；）防止联接在工作中松动；2）确保联接在受到工作载荷后，仍能使被联接的结合面具有）确保联接在受到工

33、作载荷后，仍能使被联接的结合面具有足够的紧密性；足够的紧密性；3）在被联接件的结合面间产生正压力，以便当被联接件受到在被联接件的结合面间产生正压力，以便当被联接件受到横向载荷时，被联接件间不产生相对滑动。横向载荷时，被联接件间不产生相对滑动。预紧力预紧力：螺栓联接在承受工作载荷之前预先受到的一个拧紧作：螺栓联接在承受工作载荷之前预先受到的一个拧紧作用力用力 。 pF紧螺栓联接紧螺栓联接装配时预紧的螺栓联接。装配时预紧的螺栓联接。 松螺栓联接松螺栓联接装配时不预紧的螺栓联接。装配时不预紧的螺栓联接。 1 1、螺栓杆的抗剪强度条件：、螺栓杆的抗剪强度条件：42sSdmFm m 螺栓受剪切面数螺栓受

34、剪切面数dshFSFS（4-5）2、螺栓杆与孔壁间的抗挤压强度条件、螺栓杆与孔壁间的抗挤压强度条件 pSSphdFss（4-6）注意注意：考虑到各零件材料挤压强度可能不同，：考虑到各零件材料挤压强度可能不同，应取小者应取小者p为计算对象。为计算对象。受拉螺栓联接的强度计算，主要是根据螺栓的强度条件确定或演算螺栓螺纹部分危险截面的尺寸。螺栓其他部分（螺纹牙、螺栓头、螺栓杆）和螺母、垫圈的结构和尺寸，是根据等强度条件及使用经验设计的，一般可按螺栓的公称直径从有关标准中查取，一般不用进行强度计算。3、受拉螺栓联接的强度计算内容 装配装配松螺栓联接松螺栓联接在时，不需拧紧螺母，联接在时，不需拧紧螺母，

35、联接受载时，螺栓只承受工作拉力而不受预紧力。受载时，螺栓只承受工作拉力而不受预紧力。强度条件强度条件214dFss（4-7） = /S,螺栓材料的屈服点螺栓材料的屈服点MPa， S安全系数安全系数 ，一般取，一般取S=1.21.7；ss s设计公式设计公式（4-8）装配时要拧紧，工作载荷作用之前，螺栓已受预紧力装配时要拧紧，工作载荷作用之前，螺栓已受预紧力 FF作用。作用。2 2、紧螺栓联接的强度计算、紧螺栓联接的强度计算（1 1）仅承受预紧力的紧螺栓联接）仅承受预紧力的紧螺栓联接（2 2）承受预紧力和轴向静载荷的紧螺栓联接）承受预紧力和轴向静载荷的紧螺栓联接（3 3）受轴向变载荷的紧螺栓联接

36、）受轴向变载荷的紧螺栓联接 s213.14dF3.141sFd其中，FFF0 ss21043 . 1dF s013 . 14FdacadFKss212且满足（2）FFF0FFF0工作状态下受力分析根据被联接件的静力平衡条件，可得FFF0 即螺栓的总拉力等于剩余预紧力与工作拉力之和。FF0F（4-11）承受轴向载荷的紧螺栓3螺栓的刚度 ： Cb 被联接件的刚度：Cmmm力变形bF力变形o力变形obbCtanmmCtanFmmbbFF F0FFCCCmbbbba)b)c)力变形过程：图a和图b分别为螺栓和被联接件的载荷-变形线。 为便于分析，将图a和b图合并成图c，图c中，两条载荷-变形线的交点表

37、示预紧状态。力变形oFmmbbFF F0FFCCCmbb螺栓的总拉力 ：bFcccFFmbm （4-12）检查F的大小FcccFFmbm （4-13）为保证联接的紧密性和刚度，应保证剩余预紧力F大于0。KcFFFcccFFmbb0（4-14）Kc的大小与螺栓、被联接件及联接中的其他零件（如螺母、垫圈、垫片等）的材料、结构、尺寸以及工作拉力作用点的位置等有关，而这些因素的影响都体现在刚度cb和cm上。Kc的大小可通过计算或实测求出。F不变时，当工作拉力在不变时，当工作拉力在0F之间变化时，螺栓中的总拉力在之间变化时，螺栓中的总拉力在F F0之间变化，相应的应力在之间变化，相应的应力在max mi

38、n之间变化。之间变化。F0cbcmcbcm疲劳强度计算按螺栓的应力幅进行螺纹联接件的材料和许用应力（1）国标规定，按力学性能不同，螺纹联接件有不同的性能等级，选定规定性能等级的标准螺纹联接件后，大体计算相应的 s和 b值。1）螺栓等：十个性能等级，如：3.6、4.6、4.8、性能等级6.8b/100=6b=600MPa10(s/b)=8s=480MPa如：或s=(68)10=480MPa低碳钢或中碳钢2）螺母：七个等级，与螺栓性能相配。规定性能等级的螺栓、螺母在图样上只注出性能等级，不应规定性能等级的螺栓、螺母在图样上只注出性能等级，不应标出材料牌号标出材料牌号。常用标准螺纹联接件，每个品种都

39、规定了具体的性能等级。注注意意（2）国标又将螺纹联接件的产品按公差大小分成A、B、C三种产品等级。A级的精度和性能等级最高，用于要求配合精确、有冲击振动等重要场合的联接；B级居中，多用于受载较大、经常装拆或调整的联接；C级的精度和性能等级较低，多用于不重要的螺栓联接。 螺纹联接的许用应力计算螺纹联接的许用应力计算 sSss （1）静强度计算许用应力安全系数S松螺栓联接安全系数S=1.21.7。紧螺栓联接安全系数S，见表4-7（2）受轴向变载荷的紧螺栓联接许用应力幅疲劳强度计算的许用应力幅aaSKssss11 1、为减少螺栓规格和便于加工，通常全组应采用相同尺寸规格的螺栓；、为减少螺栓规格和便于

40、加工，通常全组应采用相同尺寸规格的螺栓；2 2、螺栓相对于结合面形心对称布置、螺栓相对于结合面形心对称布置，螺栓组中心与联接结合面形心重合（有利螺栓组中心与联接结合面形心重合（有利于分度、划线、钻孔），以使受力均匀；于分度、划线、钻孔），以使受力均匀；3 3、对均布于同一圆周上的螺栓组联接，螺栓数目应为便于等分圆周的、对均布于同一圆周上的螺栓组联接，螺栓数目应为便于等分圆周的3 3、4 4、6 6、8 8、1212等数字；等数字；4 4、螺栓布置间距、边距须留出扳手操作空间，、螺栓布置间距、边距须留出扳手操作空间，应该保证安装的可能性和拆装方应该保证安装的可能性和拆装方便便；螺栓组联接结构设计

41、原则：螺栓组联接结构设计原则：1、螺栓组结构设计（布局、数目）2、螺栓组受力分析（载荷类型、状态、形式）3、求单个螺栓的最大工作载荷（判断哪个最大）4、按最大载荷的单个螺栓设计（求d1标准）5、全组采用同样尺寸螺栓（互换的目的） 5 5、受剪螺栓组（铰制孔螺栓联接）时，不要在外载作用方向布置、受剪螺栓组（铰制孔螺栓联接）时，不要在外载作用方向布置8 8个以上，以免个以上，以免受力太不均匀；同时承受轴向、横向载荷时，可采用抗剪元件承受横向力，减小受力太不均匀；同时承受轴向、横向载荷时，可采用抗剪元件承受横向力，减小d d。弯扭作用螺栓组，要适当靠接缝边缘布局，充分发挥材料承载能力。弯扭作用螺栓组

42、，要适当靠接缝边缘布局，充分发挥材料承载能力。6 6、避免偏心载荷作用、避免偏心载荷作用 a a）被联接件支承面不平）被联接件支承面不平 b b）表面与孔不垂直）表面与孔不垂直 c c）被联接件刚度小被联接件刚度小 d d）钩头螺栓联接）钩头螺栓联接7、合理防松方法。、合理防松方法。1、 受轴向载荷受轴向载荷F的螺栓组联接的螺栓组联接 （1）当所受轴向载荷）当所受轴向载荷F通过螺栓组形心时，螺通过螺栓组形心时，螺栓组中各螺栓承受的轴向工作载荷栓组中各螺栓承受的轴向工作载荷F相等，则相等，则F= F z（2 2）当所受轴向载荷）当所受轴向载荷F F不通过螺栓组形心时，则应先将不通过螺栓组形心时，

43、则应先将F F平移到螺栓组平移到螺栓组形心，再按上式进行计算，但同时螺栓组联接又受到一个倾覆力矩。形心，再按上式进行计算，但同时螺栓组联接又受到一个倾覆力矩。（4-20）螺栓组受力分析（1）对于松螺栓联接（4-8） sFd41（2）对于承受轴向载荷的紧螺栓联接，螺栓所受总拉力F0FFF0 （4-11）（4-16） s013 . 14Fd2、受横向载荷、受横向载荷FS的螺栓组联接的螺栓组联接 1）受拉螺栓联接）受拉螺栓联接图a采用受拉螺栓（一）当所受横向力作用于被联接件结合面上，且通过螺栓组形心时FSFSFSFSFS/2FS/2 保证被联接件不相对滑动，须满足：ssKFmzF则所需预紧力为mzK

44、FFss（4-21）注：为减小螺栓直径，可采用减载措施。2）受剪螺栓联接图6.11 受横向力的螺栓组联接 用受剪螺栓联接FSFSFS/2FS/2（二）当所受横向力不作用于被联接件结合面上时，应将其平移到该面上，同时派生出一个倾覆力矩。（三）当所受横向力不通过螺栓组形心时，则应将螺栓组形心平移，但同时会派生出一个绕通过螺栓组形心轴线的转矩。zFFss（4-22）42sSdmF（4-5）pSSphdFss（4-6）根据两个强度条件求得的ds，取其较大值作为设计的受剪螺栓尺寸。1）用受拉螺栓联接联接受旋转力矩图6.12 受旋转力矩的螺栓组联接用受拉螺栓联接3、承受转矩、承受转矩 T的螺栓组联接的螺栓

45、组联接 由此得所需的螺栓预紧力为F)(21zsrrrKT （4-23） s213.14dF（4-9）3.141sFd（4-10）承受转矩 T 时22sF2）用受剪螺栓联接22221maxmaxzsrrrTrF OT1r2r1sF（4-24）42sSdmF（4-5）pSSphdFss（4-6）求出受剪螺栓光杆直径ds。注意注意：ds应取两次计算值中的较大值。受翻转力矩M时14、承受倾覆力矩、承受倾覆力矩 M的螺栓组联接的螺栓组联接 OO22221maxmaxzrrrMrF （4-25）maxFcccFFmbm （4-13）maxmax0FKFFcccFFcmbb（4-14）底板左侧（受拉侧）应满

46、足：受翻转力矩M时11F2F3F4FMO3r1r2r4r受倾覆力矩的螺栓组联接的设计准则：2）结合面在承压侧不被压溃3）在受拉侧不出现缝隙1）螺栓具有足够的强度底板右侧（承压侧）应满足：pWMAFzssmax0minWMAFzs（4-26）（4-27）pWMAFzssmax（4-26）0minWMAFzs（4-27）在工程实际中，螺栓组联接所承受的外载荷，往往可以简化为几种基本受载形式的组合。在进行螺栓组联接设计时，只要能满足所有的简化基本受载形式即可。实际应用可转化为上述四种状态的不同组合：分别计算 迭加横向载荷和旋转力矩F轴向载荷和翻转力矩F0F强度计算提高螺栓联接强度的措施螺旋传动的设计

47、计算1、耐磨性计算2、螺纹牙强度计算3、螺杆的强度计算4、螺杆的稳定性计算5、自锁条件6、螺杆刚度计算1.耐磨性计算 2.螺母螺纹牙的强度校核3.螺杆的强度校核*4.螺母外径与凸缘的强度计算 5.根据情况进行螺杆稳定性、刚度、自锁性校核螺旋传动设计计算步骤:本章重点本章重点平键联接的类型尺寸选择及强度计算平键联接的类型尺寸选择及强度计算平键联接的分类及特点平键联接的分类及特点失效形式及强度计算失效形式及强度计算花键联接的分类及特点花键联接的分类及特点主主要要内内容容第第6章章 过盈联接、弹性环联接及铆、焊、粘接过盈联接、弹性环联接及铆、焊、粘接6 61 过盈联接过盈联接6 62 弹性环联接弹性

48、环联接6 63 铆接、焊接、粘接简介铆接、焊接、粘接简介 1）了解过盈联接的工作原理、特点、应用及装配方法；2）掌握圆柱面过盈联接的设计计算；3）了解铆、焊、粘接的特点与应用本章重点：圆柱面过盈联接的设计计算。基本要求：装配方法：装配方法： 压入法压入法温差法温差法冷却被包容件冷却被包容件加热包容件加热包容件轴的尺寸减去孔的尺寸称为轴的尺寸减去孔的尺寸称为过盈量过盈量。3、装配、装配过盈量小时用过盈量小时用装配后的过盈量比装配前有所减小。装配后的过盈量比装配前有所减小。 利用压力机将被包容件直接压入包容件中。利用压力机将被包容件直接压入包容件中。由于有过盈量的存在，压入的过程中，配合表面由于有

49、过盈量的存在，压入的过程中，配合表面微观不平度的峰尖不可避免的要受到处擦伤或压微观不平度的峰尖不可避免的要受到处擦伤或压平，降低了联接的可靠性。平，降低了联接的可靠性。 在被包容件和包容件上分别制出在被包容件和包容件上分别制出导锥导锥，并对配合表面进行并对配合表面进行润滑润滑，可以减轻上述缺点。，可以减轻上述缺点。（1 1）压入法）压入法在常温下利用压力机将被包容件压入包容件中。在常温下利用压力机将被包容件压入包容件中。液压法液压法 加热包容件或（和）冷却被包容件，便于装配，减少或避免损伤配合表面，而在常温下达到牢固的联接。（2 2）温差法（胀缩法）温差法（胀缩法）一般采用电加热，液态空气（沸

50、点为-194）或固态二氧化碳（又名干冰，沸点为-194）冷却。加热时应防止配合面上出现氧化皮。加热法常用于配合直径较大时；冷却法常用于配合直径较小时。在其他条件相同时，胀缩法装配过盈联接的承载能力高于压入法装配。 通过加热包容件或（和）冷却被包容件使配合面形成间隙后，将通过加热包容件或（和）冷却被包容件使配合面形成间隙后，将被包容件装入包容件中，待自然冷却恢复常温时形成过盈联接。被包容件装入包容件中，待自然冷却恢复常温时形成过盈联接。 过盈联接多次装拆后，配合面会受到严重损伤，当配合过盈量很大时，装好后再拆开就更困难。 为保证多次装拆后的配合仍能具有较好的紧固性，可在配合面间注入高压油，以胀大

51、包容件的内径，缩小被包容件的外径，从而使联接便于拆开，并减小配合面的擦伤。（3）液压法采用这种方法时，需在包容件或（和）被包容件上制出油孔和油沟。 圆锥面过盈联接和圆柱面过盈联接都可以用液压方法装拆。第七章第七章 带传动带传动7-1 概述7-2 普通V带和V带轮 7-3 带传动的工作情况分析 7-4 普通V带传动的设计 7-5 带传动的张紧装置及使用维护 7-6 其他带传动简介带传动的工作原理，受力分析，应力分析，弹性滑动和打滑的基本理论，失效形式和设计准则；V带传动的设计计算方法和步骤。 4）了解带传动的张紧方法。基本要求：1）了解带传动的类型、特点。2）掌握带传动的基本理论：带传动的工作原

52、理，受力分析，应力分析，弹性滑动和打滑的基本理论，失效形式和设计准则。3）掌握V带传动的设计计算方法和步骤。本章重点：带轮轮槽楔角普通V带楔角为40，带轮轮槽楔角的规格有32、34、36和38，均小于V带楔角。 当V带绕上带轮后，由于弯曲使其截面形状发生变化。顶胶层受拉而变窄，底胶层受压而变宽，从而使V带的工作楔角变小。带轮轮槽楔角必须与带缠绕变形相适应，因此就要小于40，并按传动带型号以及带轮基准直径的大小作适当调整，以保证V带和带轮接触良好。当带轮圆周速度当带轮圆周速度v25v2545m/s45m/s时时, ,宜采用铸钢（或用钢板宜采用铸钢（或用钢板冲压后焊接而成）的带轮；冲压后焊接而成）

53、的带轮；带轮的材料：带轮的材料：带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150HT150或或HT200,HT200,允许的最大圆周速度为允许的最大圆周速度为25m/s25m/s；小功率时可用铸铝或工程塑料。小功率时可用铸铝或工程塑料。0FF1F00F02nFfF1F1F1F1222n2 7-3 带传动的工作情况分析2l1l2102FFF21FFF本章重点本章重点 带传动的工作情况分析带传动的工作情况分析本章难点本章难点 带传动的弹性滑动带传动的弹性滑动 带传动的类型及参数带传动的类型及参数 带传动的工作情况分析带传动的工作情况分析 V V带传动的设计

54、带传动的设计 带传动的张紧及维护带传动的张紧及维护主主要要内内容容本章重点本章重点 链传动的运动不均匀性及参数选择链传动的运动不均匀性及参数选择 链传动的类型及应用链传动的类型及应用 链传动的工作情况分析链传动的工作情况分析 链传动的设计计算链传动的设计计算 本章难点本章难点 链传动的运动不均匀性链传动的运动不均匀性主主要要内内容容 齿轮传动的失效及材料选择齿轮传动的失效及材料选择 齿轮传动的计算载荷齿轮传动的计算载荷 标准直齿轮的强度计算标准直齿轮的强度计算 标准斜齿轮强度计算标准斜齿轮强度计算 标准圆锥齿轮的强度计算标准圆锥齿轮的强度计算 齿轮的结构设计齿轮的结构设计本章难点本章难点 斜齿

55、轮的旋向与受力分析斜齿轮的旋向与受力分析主主要要内内容容本章重点本章重点 失效形式、受力分析及强度计算失效形式、受力分析及强度计算本章重点本章重点 受力分析，参数和强度计算特点受力分析，参数和强度计算特点蜗杆传动的基本参数和几何尺寸蜗杆传动的基本参数和几何尺寸蜗杆传动的失效形式、受力分析及强度计算蜗杆传动的失效形式、受力分析及强度计算蜗杆传动的热平衡计算蜗杆传动的热平衡计算本章难点本章难点 蜗杆传动的受力分析与转向判别蜗杆传动的受力分析与转向判别主要内容主要内容本章重点本章重点 轴瓦的材料及结构和滑动轴承的基本设计方法轴瓦的材料及结构和滑动轴承的基本设计方法滑动轴承的基本类型和结构滑动轴承的基

56、本类型和结构滑动轴承的材料选择滑动轴承的材料选择非完全液体滑动轴承的设计计算非完全液体滑动轴承的设计计算液体动压滑动轴承设计计算液体动压滑动轴承设计计算 本章难点本章难点 液体动压滑动轴承设计计算液体动压滑动轴承设计计算主主要要内内容容 本章重点本章重点 滚动轴承的类型选择和寿命计算滚动轴承的类型选择和寿命计算 滚动轴承的类型及代号滚动轴承的类型及代号 滚动轴承的寿命计算滚动轴承的寿命计算 滚动轴承组合结构设计滚动轴承组合结构设计本章难点本章难点 滚动轴承组合结构设计滚动轴承组合结构设计主主要要内内容容青岛科技大学专用 潘存云教授研制 宽宽(高高)度度系列代号系列代号前置代号前置代号 基本代号

57、基本代号 后置代号后置代号（ ）类类型型代代号号尺寸系列代号尺寸系列代号注：注： 代表字母；代表字母； 代表数字代表数字 或加或加2. 基本代号：基本代号：表示轴承的基本类型、结构和尺寸。表示轴承的基本类型、结构和尺寸。 类型代号类型代号 -左起第一位，为左起第一位，为0（双列角接触球轴承双列角接触球轴承）则省略。）则省略。成套轴承成套轴承分部件代分部件代号号1. 前置代号前置代号-轴承组件代号。轴承组件代号。直径系列直径系列代号代号内径代号内径代号 前置代号和后置代号是当轴承在结构、材料、公差等级、技术要求等方面有特殊要求时，在基本代号左右增加的补充代号。当上述各方面没有特殊要求时，轴承代号没有特殊要求