华理工机械设计教案

课程名称：《机械设计》第1讲次授课题目第一章机械设计概论课程简介机械零件的计算准则【目的要求】了解课程的研究对象、内容、课程的性质、任务、特点和学习方法；了解机械设计的一般步骤、机械零件的设计准则、常用材料等基础知识；【重点】机械零件的主要失效形式和设计准则；【难点】机械零件的计算准则；内容第一章机械设计概论1-1课程简介课程的性质和内容是研究机械装置和机械系统的设计问题，培养同学们具有机械设计能力的技术基础课，是机械类专业的一门非常重要的主干课。首先介绍几个常用的概念：1．机械-机器和机构的总称。2．零件-是机器的制造单元。有些零件是在各种机器中常用的，称之为通用零件；有些零件只有在特定的机器中才用到，称之为专用零件。3．部件-为完成同一使命在结构上组合在一起并协调工作的零件。如滚动轴承。注意：“机械零件”常用来泛指零件和部件。＊机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的重要标志。＊机械工业肩负着为国民经济各个部门提供装备和促进技术改造的重任。＊大量地设计制造和广泛采用各种先进的机器，可大大加强促进国民经济发展的力度，加速我国的现代化建设。设计是生产机械产品的第一道工序。要想生产出好的产品，首先要有好的设计，设计是保证具有良好性能的首要环节。如果设计水平不高，即使有再好的加工制造能力也不可能生产出好的机械产品，可见机械设计在机械工程中的地位是非常重要的。任何机械设计都是由若干个零件组成，机器的性能好坏就取决于它的主要零件和关键零件的性能好坏。要想设计出好的机器，必须首先设计好它的零件。因此，机械零件的设计是机械设计的基础，是机械设计的重要组成部分。本课程的基本教学内容主要是通用机械零件的设计和计算。如齿轮、轴承、轴、带传动、链传动等。本课程是一门实用性、适用性强的设计课程。介绍的是机械零件的基本设计方法。而近些年发展起来的如CAD、优化设计、可靠性设计等现代设计方法大多是建立在这些基本设计方法之上的，是对这些基本设计方法的发展和提高。1-2机械零件的计算准则在机械零件的设计中，最终是要确定零件的结构尺寸。通常情况下，都希望尺寸小、重量轻，同时又不能在工作中发生任何失效。设计时就需要进行必要的计算。常用的计算方法有两种：1．设计计算：――先分析零件的可能失效形式，根据该失效形式的计算准则通过计算确定零件的机构尺寸。2．校核计算：――先根据经验确定零件的结构尺寸，然后在验算零件是否满足计算准则。如不满足，则应修改零件的尺寸。一、载荷和应力的分类1．载荷载荷分为静载荷和变载荷。由于运动中产生的惯性力和冲击等引起的载荷称为动载荷。名义载荷：在理想平稳条件下用力学公式求出的载荷。计算载荷：＝载荷系数K×名义载荷。其中载荷系数K用于计入在实际工作中机械零件受到的各种动载荷的影响。2．应力静应力对称循环应力r＝－1恒幅循环变应力脉动循环应力r=0循环变应力非对称循环应力变应力变幅循环变应力随机变应力＊需注意：变应力由变载荷产生，也可由静载荷产生。名义应力：根据名义载荷求得的应力。计算应力：根据计算载荷求得的应力。表示的是零件在工作中实际受到的应力。

二、机械零件的强度1．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。机械零件的强度准则有两种表示方法：1）≤=2）S≥S＝式中：－最大计算应力；－许用应力；－极限应力；S－计算安全系数；－许用安全系数；对于一个具体的机械零件而言，两差值－和S－可称为安全裕度。其大小表示零件安全的程度。当计算应力相同时，越大，则越安全。当许用应力相同时，越大，则越安全。2．静应力下的强度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。材料不同，所取极限应力也不同：单向应力状态下：单向应力状态下：塑性材料复合应力状态下：按第三或第四强度理论计算当量应力。单向应力状态下：单向应力状态下：脆性材料复合应力状态下：按第一强度理论计算当量应力。3．变应力下的强度计算变应力下的强度时，应取疲劳极限（详见第二章）4．许用安全系数合理选择许用安全系数是设计中的一项重要工作。过大，则机器会过于笨重；过小，可能不安全。因此，在保证安全的前提下，应尽可能选用较小的许用安全系数。的取值主要受下列因素的影响：计算的准确性；2）材料的均匀性；3）零件的重要性。三、机械零件的表面强度1．表面接触疲劳强度对于高副接触的机械零件，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，见教材。实际中的高副零件所受的接触应力都是循环变化的，例如齿轮的轮齿，接触啮合时受应力作用，脱离啮合时不受应力作用。在接触循环应力作用下的强度称为表面接触疲劳强度。强度条件为：≤在接触循环应力作用下，首先在金属表面上形成很小的微裂纹，之后裂纹沿着与表面成锐角的方向发展，当到达一定深度后，又越出零件表面，最后有小片的金属剥落下来，在零件的表面形成小坑，这种现象称为疲劳点蚀（简称点蚀）。点蚀是接触应力作用下的失效形式，属于疲劳破坏。点蚀的危害：破坏零件的光滑表面，引起振动和噪音。减小零件的有效工作面积。2．表面挤压强度当两零件之间为面接触时，在载荷作用下表面产生的应力称为挤压应力，用表示。在挤压应力作用下的强度称为挤压强度，其：强度条件为：≤［］＊挤压应力过大时，接触面将产生“压溃”失效。＊相互挤压表面上的挤压应力相等。四、机械零件的刚度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，则有的零件会因为产生过大的弹性变形而失效。例如：机床的主轴如产生过大的弹性变性会影响所加工工件的精度；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。＊注意：1）零件材料的弹性模量E越大，则其刚度越大。2）用合金钢的代替碳钢虽能提高零件的强度，但不能提高零件的刚度。五、振动稳定性准则机械零件周期性产生弹性变形的现象称为振动。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自身的自激振动频率时，便发生共振，导致零件失效。这种现象称之为“失去振动稳定性”。振动稳定性准则：应使受激振作用零件的自激振动频率远离外力变化的频率。即＜0.85f或＞1.15f式中：f――零件的自激振动频率――外力变化的频率.六、摩擦学（耐磨性计算）准则在滑动摩擦条件下工作的机械零件，常因为过度磨损而失效。影响磨损的因素很多而且比较复杂，因此，到目前为止对于磨损失效还没有一个完善的计算方法。通常只进行条件性计算，通过限制影响磨损的主要条件防止产生过大的磨损量。为防止产生过大的磨损应满以下条件：压强不超过许用值p≤［p］速度不超过许用值≤［］压强与速度乘积不超过许用值p≤［p］[本讲作业]思考题1-6、1-7、1-9

课程名称：《机械设计》第2讲次授课题目第二章机械零件的疲劳强度设计2-1概述2-2疲劳曲线和极限应力图【目的要求】掌握解决有限寿命疲劳问题和无限寿命疲劳问题的方法；掌握恒幅循环应力下和变幅循环应力下机械零件疲劳强度的计算方法；【重点】疲劳曲线和极限应力图；【难点】恒幅循环应力下机械零件的疲劳强度计算；内容第二章机械零件的疲劳强度设计2-1概述一、疲劳及其特点1．疲劳破坏：很多机械零件受变应力作用。即使变应力的＜，而变应力的每次循环也仍然会对零件造成轻微的损伤。随应力循环次数的增加，当损伤累积到一定程度时，在零件的表面或内部将出现（萌生）裂纹。之后，裂纹又逐渐扩展直到发生完全断裂。——这种缓慢形成的破坏称为“疲劳破坏”。——是变应力作用下零件的主要失效形式。2．疲劳破坏的特点疲劳断裂时：受到的低于低，甚至低于。断口通常没有显著的塑性变形。—表现为：脆性断裂。——突然性，更危险。疲劳破坏是一个损伤累积的过程，需要时间。——寿命的计算。脆性断裂区疲劳断口分为两个区：疲劳区和脆性断裂区。脆性断裂区疲劳区疲劳源疲劳纹疲劳区疲劳源疲劳纹循环变应力有五个参数：应力比、最大应力、最小应力、平均应力和应力幅。可用其中的任意两个参数准确描述一个循环变应力。

随机变化的变应力称为随机变应力。变应力的类型不同，所采用的疲劳计算方法不尽相同，本章介绍工程中常用的疲劳计算方法。2-2疲劳曲线和极限应力图几个概念：1．材料的疲劳极限：——在应力比为r的循环变应力作用下，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。（是最大变应力中的）2．疲劳寿命N：——材料疲劳失效前所经历的应力循环次数。r不同或N不同时，疲劳极限不同。疲劳强度计算中，就是以疲劳极限作为，即=一、疲劳曲线（—N曲线）即应力比r一定时，表示疲劳极限与循环次数N之间关系的曲线。典型的疲劳曲线如图示：可以看出：随N的增大而降低。但是当N超过某一次数（图中N0）时，曲线趋于水平。即不再随N的增大而减小。N0—称为循环基数。以N0为界分为两个区：1．无限寿命区：当N≥N0时，曲线为水平直线，对应的疲劳极限是一个定值，用表示。它是表征材料疲劳强度的重要指标，是疲劳设计的基本依据。在工程设计中，一般可以认为：当材料受到的应力不超过时，则可以经受无限次的应力循环而不疲劳破坏——即寿命是无限的。2.有限寿命区：为了区别于，把曲线上非水平段（N＜N0）的疲劳极限称为条件疲劳极限。当材料受到的工作应力超过时，在疲劳破坏之前，只能经受有限次的应力循环。——即寿命是有限的。注：大多数钢的疲劳曲线形状类似上图所示。但是，高强度合金钢和有色金属的（-N）曲线没有水平部分，不存在无限寿命区，因此，工程上常以认为规定一个循环基数N0，而将此基数N0下的条件疲劳极限作为表征材料疲劳强度的基本指标。也记为。无限寿命设计：要求零件寿命N≥N0时的设计，应以为极限应力。有限寿命设计：要求零件寿命N＜N0时的设计，应以为极限应力。设计中经常用到的是-N曲线的高周疲劳段（图中AB段）。该段曲线的方程为：疲劳曲线方程（常数）显然点B（N0，）也符合上述方程，即，代入上式得：式中：m——寿命指数（其值见教材）N0——循环基数。其值与材质有关（其值见教材）——称为寿命系数。它的意义在于当零件的设计寿命低于N0时，可以适当提高疲劳极限应力。亦即零件承受的工作应力可以更大些，以充分发挥材料的能力。注：计算时，如N＞N0，取N=N0。注意：1）工程中经常用到的是对称循环（r=-1）下的疲劳极限或，计算时，只需把式中，换成和即可。2）对于受切应力的情况，则只需将各式中的换成即可。*请思考：曲线有什么用途？（已知应力循环次数N时，计算相应的疲劳极限）二、极限应力图疲劳寿命N一定时，表示疲劳极限与应力比r之间关系的线图，即为极限应力图。下图为疲劳寿命为N0时（无限寿命时的）的极限应力图。它是极限应力图的形式之一，在疲劳设计中应用最广。除此之外还有其他表示形式。由于时间关系，这里只介绍这种形式的极限应力图。（该图也是由实验得到的）曲线上的各点的横纵坐标之和+，表示了不同应力比r下的疲劳极限。即：=+曲线上的点可称为——极限应力点三个特殊点：A、B、C分别是对称循环、脉动循环、以及静力下的极限应力点。为便于计算和使用，工程设计中常根据几个特殊点对上图进行简化。对于高塑性钢，简化成ABDG折线。对GD线，是因为从屈服强度考虑，不论是受静应力还是受变应力，都不允许产生塑性变形。因此，所受最大应力（=+）不得超过材料的屈服极限，故图中简化成GD直线。AD线称为疲劳强度线。其上的点表示疲劳极限应力DG线称为屈服强度线。其上各点的横纵坐标之和等于，即+=如果材料承受的工作应力点落在折线ADG以内，则是安全的。且距离折线越远越安全。如落在ADG折线以外，就会发生破坏。由A、B两点坐标可推出AD的方程为：+=式中：、——分别为AD上任意点的横纵坐标——等效系数。用于将平均应力等效地折算成应力幅，其值与材质有关。（注：“等效”可理解为对材料造成的损伤是相当的。碳钢合金钢0.10～0.20.2～0.30.05～0.100.1～0.15表中数值表明：平均应力对疲劳强度的影响，合金钢比碳钢大。由上式可得出：脉动循环下的极限应力☆如果知道应力比r，则可根据：AD直线的方程求出相应的=+=对于低塑性钢或铸铁，通常可以简化成如下图所示。直线AC的方程为：＊注：1）疲劳曲线的用途：在于根据（已知N时）确定（求）条件疲劳极限。2）图的用途：在于根据确定非对称循环下的疲劳极限以计算安全系数。[本讲作业]思考题2-3、2-4

课程名称：《机械设计》第3讲次授课题目第二章机械零件的疲劳强度设计2-3影响零件疲劳强度的主要因素2-4受稳定变应力零件的疲劳强度2-5受非稳定变应力时零件的疲劳强度【目的要求】掌握影响零件疲劳强度的主要因素；掌握受稳定变应力零件的疲劳强度的计算方法；【重点】影响零件疲劳强度的主要因素；【难点】疲劳强度设计；内容第二章机械零件的疲劳强度设计2-3影响零件疲劳强度的主要因素前边提到的材料的疲劳极限都是用标准试件（或试验零件）通过疲劳试验测出的。就是说：前边讲的、（）、、等，实际上都是标准试件（或试验零件）的疲劳性能指标。而实际中的各机械零件与标准试件，在形体，表面质量以及绝对尺寸等方面往往是有差异的。因此实际机械零件的疲劳强度与用试件测出的必然有所不同。影响零件疲劳强度的主要因素有以下三个：一、应力集中的影响零件几何形状突然变化的部位，会产生应力集中。局部应力大于名义应力。应力集中会加快疲劳裂纹的形成和扩展。从而导致疲劳强度下降。用疲劳缺口系数、（也称应力集中系数）计入应力集中的影响。（注：几种典型情况下的、见教材或有关手册）当同一剖面上同时有几个应力集中源时，应采用其中最大的疲劳缺口系数进行计算。二、尺寸的影响其它条件相同时，零件的尺寸越大，在各种冷、热加工中出现缺陷，产生微观裂纹等疲劳源的可能性（机会）增大。从而使疲劳强度降低。用尺寸系数、计入零件尺寸的影响。（注：钢件和铸件的、，见教材或有关手册），当缺少的数据时，可取≈。三、表面质量的影响表面质量：是指表面粗糙度及其表面强化的工艺效果。表面越光滑，疲劳强度可以提高。强化工艺（渗碳、表面淬火、表面滚压、喷丸等）可显著提高零件的疲劳强度。用表面状态系数、计入表面质量的影响。（注：、的值见教材或有关手册），当缺乏的数据时，可取≈。四、综合影响系数试验证明：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。（即对静应力没影响）因此，在计算中，上述三个系数都只计在应力幅上，故可将三个系数组成综合影响系数：通常、的值＞1，但有时也可能＜1。零件的疲劳极限为：，式中、――为不考虑三个因素时的（材料的）疲劳极限。

2-4受稳定变应力零件的疲劳强度疲劳强度设计的主要内容之一是计算危险剖面处的安全系数，以判断零件的安全程度。安全条件是，本节主要介绍，稳定变应力下安全系数的计算。一、受单向应力时零件的安全系数零件的极限应力图：由于、，只影响应力幅，所以，A、B两点的纵坐标上计入，得到零件的对称循环疲劳极限点A′和脉动循环疲劳极限点B′。对GD线，由于是按静强度考虑的。而静强度不受的影响，所以GD线不必修正。因此，折线A′B′D′G即为零件的极限应力图。进行零件的疲劳设计（计算安全系数）时，应首先求出零件危险剖面上的和。据此，在极限应力图中标出一个点N（，），可称之为工作应力点。然后，在零件的极限应力线A′D′G上确定出相应的极限应力点，根据该极限应力点表示的极限应力和零件的工作应力计算零件的安全系数。设计中，应根据零件工作应力的可能增长规律确定极限应力点。典型的应力增长规律通常有三种：1.r=常数2.（常数）3.（常数）每种规律下，确定的极限应力各不相同，当然，安全系数也就不同。＊（具体内容，见教材，由于时间关系不细讲。）设计中用到零件的疲劳强度线A′D′的方程。由A′（0，）和B′（）可建立A′D′的方程。为：式中、——为A′D′上任意点的坐标，即零件的极限应力。可以看出：零件的疲劳极限图A′D′上各点表示的极限应力所对应的疲劳寿命是相等的。都等于，从给材料造成损伤的角度考虑。可理解为：A′D′上每个非对称循环极限应力与A′点表示的对称循环极限应力是等效的。由此可以推论：任何一个非对称循环变应力（，）也都可以找到一个与之等效的对称循环变应力。该等效对称循环变应力的应力幅用表示，仿照上式可得：用上式，可以把一个零件受到的非对称循环变应力（，），在考虑的基础上，折算成一个等效的对称循环应力。通过这样的等效处理，可以把非对称循环疲劳问题转化为对称循环问题加以解决，使问题得到简化。2-5受非稳定变应力时零件的疲劳强度这里只介绍受规律性非稳定变应力作用时零件的疲劳强度问题。一、Miner法则——疲劳损伤线性累积假说疲劳破坏，是在变应力的反复作用下，损伤累积到一定程度时发生的。那么疲劳损伤累积到什么程度时才发生疲劳破坏呢？受稳定变应力作用时，是用所经受的总的应力循环次数表征损伤累积的程度，当所经受的总循环次数达到或超过疲劳寿命时，则会发生疲劳破坏。疲劳寿命由疲劳曲线确定。受规律性非稳定变应力时，通常用Miner法则计算。图中所示为某规律性的非稳定变应力。由最大应力为、、的三个稳定变应力构成。、、为各应力的疲劳寿命。、、为各应力的累积循环次数。把——称为应力的寿命损伤率在的单独作用下，显然，当时，将会发生疲劳破坏。而此时损伤率=1。Miner法则认为：在规律性非稳定变应力中各应力的作用下，损伤是独立进行的，并且可以线性地累积成总损伤。当各应力的累积寿命损伤率之和等于1时，则会发生疲劳破坏。即：上式即为Miner法则的数学表达式，亦即疲劳损伤线性累积假说。应当指出：在计算时，可以认为：小于的应力对疲劳寿命无影响，故可不考虑。试验表明：达到疲劳破坏时，公式左侧表示的各应力的累积寿命损伤率之和并不总是等于1。有时大于1，有时小于1，通常在0.7～2.2之间。其值与各应力作用顺序（先大后小或先小后大）以及表面残余应力的性质（压应力还是拉应力）等因素有关。显然，Miner法则不能准确反映实际情况。但是对一般的工程设计，其计算结果基本能满足要求，且此法则形式简单，使用方便。所以，它仍然是粗略计算零件寿命以及判断零件安全性的常用方法。二、疲劳强度设计根据Miner法则：可将规律性非稳定变应力按损伤等效的原则折算成一个等效稳定变应力。然后，按该稳定变应力确定零件的疲劳强度或判断其安全性。显然一个稳定变应力对材料的损伤程度大小，必须用应力大小和作用的循环次数这两个参数来描述。则等效稳定变应力的大小用表示，其循环次数——即等效循环次数，用表示，的疲劳寿命用表示。“损伤等效”可以认为是：的寿命损伤率=各应力的累积损伤率之和。即：——损伤等效的表达式将上式左端分子，分母同乘以，右端各项分子，分母同乘以，得由疲劳曲线方程知：代入上式得：把规律性非稳定变应力折算成等效稳定变应力的计算就是要确定、。确定、的计算通常有两种方法：一种是先人们选定之后，由上式计算；另一种是，先人为选定（通常选=），之后，由上式计算。在此只介绍第一种方法。等效循环次数法：通常可以选取各应力中的最大应力作为。（即选起作用最大的应力为）。则由上式可得等效循环次数：将上式求出的代入疲劳曲线方程，可求出下的条件疲劳极限为：式中：——寿命系数。于是可得零件的安全系数及安全条件：对称循环时：≥非对称循环时：≥式中：、——为等效应力的应力幅和平均应力（+=）[本讲作业]习题2-2

课程名称：《机械设计》第4讲次授课题目第三章摩擦、磨损和润滑基础3-1摩擦3-2磨损3-3润滑3-4流体动力润滑的基本原理【目的要求】掌握摩擦、磨损和润滑的主要类型；掌握常用的润滑剂；掌握粘度、油性等润滑油的主要性质；掌握形成流体动压润滑的条件；【重点】掌握形成流体动压润滑的条件；【难点】雷诺润滑方程；内容第三章摩擦、磨损和润滑基础摩擦现象是自然界中普遍存在的物理现象。对于机器来讲，摩擦会使效率降低，温度升高，表面磨损。过渡的磨损会使机器丧失应有的精度，进而产生振动和噪音，缩短使用寿命。世界上使用的能源大约有1/3~1/2消耗于摩擦。如果能够尽力减少无用的摩擦消耗，便可大量节省能源。另外，机械产品的易损零件大部分是由于磨损超过限度而报废和更换的，如果能控制和减少磨损，则既减少设备维修次数和费用，又能节省制造零件及其所需材料的费用。润滑是减小摩擦、减小磨损、提高机械效率的最常用最有效的方法。关于摩擦、磨损与润滑的学科构成了摩擦学。本章主要介绍有关摩擦、磨损和润滑的一些基础知识。3-1摩擦一、摩擦的种类内摩擦：在物质的内部发生的阻碍分子之间相对运动的现象。外摩擦：在相对运动的物体表面间发生的相互阻碍作用现象。静摩擦：仅有相对运动趋势时的摩擦。动摩擦：在相对运动进行中的摩擦。滑动摩擦：物体表面间的运动形式是相对滑动。滚动摩擦：物体表面间的运动形式是相对滚动。滑动摩擦分为如下４种状态1．干摩擦：是指表面间无任何润滑剂或保护膜的纯金属接触时的摩擦。2．边界摩擦：是指摩擦表面被吸附在表面的边界膜隔开，其摩擦性质取决于边界膜和表面的吸附性能时的摩擦。3．流体摩擦：是指摩擦表面被流体膜隔开，摩擦性质取决于流体内部分子间粘性阻力的摩擦。流体摩擦时的摩擦系数最小，且不会有磨损产生，是理想的摩擦状态。4．混合摩擦：是指摩擦表面间处于边界摩擦和流体摩擦的混合状态。混合摩擦能有效降低摩擦阻力，其摩擦系数比边界摩擦时要小得多。

二、摩擦的机理1．干摩擦：研究干摩擦的理论主要有以下几种：“机械理论”认为产生摩擦的原因是表面微凸体的相互阻碍作用；“分子理论”认为产生摩擦的原因是表面材料分子间的吸力作用；“机械－分子理论”认为两种作用均有。2．流体摩擦（流体润滑）（在后续内容中讨论）。3．边界摩擦（边界润滑）边界摩擦靠边界膜起润滑作用，边界膜的类型如下：物理吸附膜边界膜分为吸附膜边界膜分为化学吸附膜反应膜物理吸附膜:润滑剂中的极性分子与金属表面相互吸引，形成定向排列的分子栅。油性:润滑油靠物理吸附形成边界膜的能力。化学吸附膜：润滑剂中的活性分子靠离子键吸附在金属表面上形成的吸附膜。反应膜:在润滑剂中添加硫、磷、氯等元素，他们与金属表面发生化学反应生成的边界膜。反应膜在高温下破裂后，能生成新的化合物，形成新的反应膜，这种能够能力称为极压性。能生成反应膜的润滑油称为极压油。3-2磨损磨损：是运动副之间的摩擦导致的零件表面材料的逐渐丧失或迁移。磨损会影响机器的效率，降低工作的可靠性，甚至促使机器提前报废。单位时间（或单位行程、转等）材料的损失量，称为磨损率。耐磨性：是指材料抵抗脱落的能力。与磨损率成倒数关系。一、典型宏观磨损过程一个零件的磨损过程大致可分为以下三个阶段：1）磨合阶段磨损量时间磨合磨损量时间磨合稳定磨损剧烈磨损2）稳定磨损阶段属于零件正常工作阶段，磨损率稳定且较低。这一阶段的长短直接影响机器的寿命。3）剧烈磨损阶段零件经长时间工作磨损以后，表面精度下降，表面形状和尺寸有较大的改变，破坏了原有的间隙和润滑性质，使效率降低，温度升高，冲击振动加大，导致磨损加剧，最终导致零件报废。二、磨损的类型按磨损的机理不同，机械零件的磨损大体分为四种基本类型：1．粘着磨损也称胶合，当摩擦表面的微观凸峰在相互作用的各点处由于瞬时的温升和压力而粘在一起后，相对运动时，材料从一个表面迁移到另一个表面，便形成粘着磨损。2．疲劳磨损也称点蚀，是由于摩擦表面材料微体积在交变接触应力和摩擦力的作用下，反复变形所产生的材料疲劳所引起的磨损。3．磨粒磨损也称磨料磨损，是外部进入摩擦表面的游离硬颗粒或硬的轮廓峰尖所引起的磨损。4．腐蚀磨损当摩擦表面材料在环境的化学或电化学作用下引起腐蚀，在摩擦副相对运动时所产生的磨损即为腐蚀磨损。三、减小磨损的主要方法（1）润滑是减小摩擦、减小磨损的最有效的方法。合理选择润滑剂及添加剂，适当选用高粘度的润滑油、在润滑油中使用极压添加剂或采用固体润滑剂，可以提高耐疲劳磨损的能力。(2)合理选择摩擦副材料由于相同金属比异种金属、单相金属比多相金属粘着倾向大，脆性材料比塑性材料抗粘着能力高，所以选择异种金属、多相金属、脆性材料有利于提高抗粘着磨损的能力。采用硬度高和韧性好的材料有益于抵抗磨粒磨损、疲劳磨损和摩擦化学磨损。提高表面的光洁程度，使表面尽量光滑，同样可以提高耐疲劳磨损的能力。（3）进行表面处理对摩擦表面进行热处理（表面淬火等）、化学处理（表面渗碳、氮化等）、喷涂、镀层等也可提高摩擦表面的耐磨性。（4）注意控制摩擦副的工作条件对于一定硬度的金属材料，其磨损量随着压强的增大而增加，因此设计时一定要控制最大许用压强。另外，表面温度过高易使油膜破坏，发生粘着，还易加速摩擦化学磨损的进程，所以应限制摩擦表面的温升。3-3润滑润滑――是指在作相对运动的两个摩擦表面之间加入润滑剂，以减小摩擦和磨损。此外，润滑还可起到散热降温，防锈防尘，缓冲吸振等作用。一、润滑的分类1．流体动力润滑依靠两摩擦表面的相对运动把润滑油带入两表面之间，自行产生足够的压力，建立压力油膜（称为动压油膜），靠油膜的压力把两表面分开，实现流体润滑。2．流体静力润滑两摩擦表面被外部供油装备输入的压力油完全分开，强迫形成承载油膜，实现流体润滑。3．弹性流体动力润滑主要是指在理论上为点、线接触的条件下，考虑流体动力效应、润滑油的粘－压特性以及接触体的弹性变形的基础上建立的流体动压润滑。4．边界润滑和混合润滑（见前述边界摩擦和混合摩擦）。二、润滑剂1．润滑油：动植物油、矿物油、合成油。粘度是润滑油的主要质量指标，粘度值越高，油越稠，反之越稀；粘度的种类有很多，如：动力粘度、运动粘度、条件粘度等。1）动力粘度用表示。两个平行的平板之间充满润滑油，B板静止，A板以速度运动，各油层的速度呈直线分布。相邻油层之间有相对运动，会产生内摩擦阻力。研究表明：油液内摩擦切应力与速度梯度成正比。即式中η即为润滑油的动力粘度。动力粘度的单位是：Pa.s（帕.秒）2）运动粘度即动力粘度与同温度下该流体密度的比值。工程中常用运动粘度，国际单位是：m2/s；常用单位：mm2／s。＊润滑油的牌号与运动粘度有一定的对应关系，如：牌号为L-AN10的油在40℃时的运动粘度大约为10mm2／s。润滑油粘度与温度和压力的关系a）粘度与温度的关系：润滑油的粘度一般随温度的升高而降低（图3-10，）b）粘度与压力的关系：润滑油的粘度会随压力的增加而增大，在高压时尤为显著。但在一般润滑情况下，压力对润滑油的粘度影响不大，可以忽略。当压力增加到5MPa以上时(例如弹性流体动力润滑条件下)，影响不宜忽略。2．润滑脂：由润滑油+稠化剂混合而成。主要性能指标是：锥入度，反映其稠度大小。滴点，决定工作温度。3．固体润滑剂：石墨、二硫化钼、聚四氟乙烯等。4．气体润滑剂：空气、氮气、二氧化碳等气体和固体润滑剂主要在一些特殊的场合下应用。三、添加剂添加剂：为了提高油的品质和性能，在润滑油或润滑脂中加入的物质。添加剂的作用：提高油性、极压性，延长使用寿命，改善物理性能油性添加剂极压添加剂分散净化剂油性添加剂极压添加剂分散净化剂消泡添加剂抗氧化添加剂降凝剂增粘剂添加剂的种类油性添加剂3-4流体动力润滑的基本原理流体动力润滑是指借助于两个摩擦表面的相对运动产生动压油膜，靠油膜的压力将两摩擦表面完全隔开，实现流体润滑。一、形成动压油膜的条件平行间隙不能形成动压油膜楔形间隙能够形成动压油膜。形成动压油膜的条件：1）两摩擦表面之间必须能形成收敛的楔形间隙；2）两表面之间必须连续充满具有一定粘度的液体；3）两表面之间必须有一定的相对运动速度。二、雷诺润滑方程从动压油膜中取出一个微元体，在一定假设下对其进行受力分析，经推导可得表示油膜压力在x方向的变化率与油膜厚度h之间关系的方程：式中：上式即为一维雷诺润滑方程。利用雷诺方程也可解释形成动压油膜的条件。在油膜厚度为的左边，，则，即油压p随x的增大而增大。在的右边，，则，即油压p随x的增大而减小。则间隙内，油压的分布如图所示。可见，间隙内各处的油压都大于入口和出口的油压，这样就可以产生交于界面的压力以承受（平衡）外载荷。当达到平衡时，应有积分，（即为分布曲线围成的面积）。显然如果B板反向倾斜，则间隙内的各处的油压会比入口和出口的油压小。而产生负压。当然也就不能抵抗外载荷F，A板将自行下沉直到与B板接触为止。所以说：要想能形成动压油膜，必须有收敛的油契（收敛的间隙）。这是建立动压油膜的必要条件。[本讲作业]思考题3-1、3-3、3-4

课程名称：《机械设计》第5讲次授课题目第四章螺纹联接及螺旋传动4-1螺纹4-2螺纹联接【目的要求】了解螺纹联接的类型、预紧以及防松等基本知识；【重点】螺纹联接的类型；【难点】螺纹联接的预紧以及防松；内容第四章螺纹联接及螺旋传动4-1螺纹一、螺纹的主要参数螺纹分为等主要参数有：

二、常用的螺纹按用途不同分为按牙型不同分为：牙型斜角β自锁性效率加工强度普通螺纹30°易低易高矩形螺纹0°不易高不易低梯形螺纹15°较易较高较易较高矩齿形螺纹3°不易较高较易较高注：目前：除了矩形螺纹尚无标准以外，其它三种均已标准化。使用时，可查阅标准。4-2螺纹联接一、主要联接形式（对照教材上的表讲解）实现螺纹联接，通常有两种方式：1）在被联接件上直接做出，内、外螺纹，把两个被联接件直接拧在一起。2）是利用具有，内、外螺纹的辅助零件（螺纹紧固件）来实现。对于第二种方式，根据辅助零件的不同可以分为四种基本类型：对照教材讲注意：二、螺纹联接的拧紧拧紧的目的：根据装配时是否拧紧分为多数情况下，螺纹联接在装配时需要拧紧，称为“预紧”。预紧使联接中的零件受到的力，称为“预紧力”。预紧力的大小会影响联接的可靠性，强度和密封性。所以对重要的联接应控制预紧力。预紧力的控制通常是通过控制拧紧时所施加的拧紧力矩来实现的。拧紧螺母时，需要克服的摩擦阻力矩由两部分组成：（见教材计算公式）经推导分析得拧紧力矩T=即T＝式中：——螺栓所受预紧力d——螺栓的直径——拧紧力矩系数。≈0.2控制拧紧力矩的常用方法是用测力矩扳手，定力矩扳手来实现。见教材上的图。例如：汽车的生产流水线，用风动的或电动的定力矩扳手拧紧螺栓。所施加的力矩是一个定值。控制预紧力的更精确的方法：通过测量拧紧时螺栓的伸长量来控制。由于摩擦系数不稳定，和加在扳手上的力难于准确控制。对于直径较小的螺栓，有时可能会被拧断。所以，对于重要的联接，不宜采用小于M12~M16的螺栓。三、螺纹联接的防松防松的本质是防止螺纹副的相对转动。螺纹联接虽然在设计上都是满足自锁条件的，但在实际中，由于会遇到冲击、振动，温度变化等因素的影响，使联接也可能出现松动现象。导致机器不能正常工作，甚至发生严重事故。所以设计时，应考虑到防松的问题。以保证连接安全可靠。通常采用的防松措施很多（见教材上的表，对照表讲解）。按工作原理分为（要求最起码记住几种常用的防松方法）＊注：前述内容比较零散，但是都不可缺少。[本讲作业]思考题4－1、4－2、4－3

课程名称：《机械设计》第6讲次授课题目第四章螺纹联接及螺旋传动4-3单个螺栓联接的受力分析和强度计算【目的要求】掌握单个螺栓联接的受力分析和强度计算方法；【重点】单个螺栓联接的受力分析；【难点】单个螺栓联接的强度计算；内容第四章螺纹联接及螺旋传动4-3单个螺栓联接的受力分析和强度计算单个螺栓联接的强度计算是螺栓联接强度计算的基础。螺栓、螺柱、螺钉联接的强度计算基本相同，本节以螺栓联接为代表，分析螺纹连接的强度计算问题。就单个螺栓联接而言，工作中所受的载荷（力）有两种基本形式：下边就按螺栓受力方向不同，分别讨论强度计算方法。一、受剪螺栓（铰制孔螺栓）强度计算（通常可认为不拧紧，不受预紧力）如图所示：工作中螺栓受横向力的作用。其可能失效形式为：（复习：）针对这两种可能的失效进行剪切强度和挤压强度计算。1．螺栓杆的剪切强度（安全）条件为：τ＝式中：m——螺栓受剪面数（如前面图为m＝2）——螺栓杆受剪面直径［τ］——螺栓材料的许用切应力见表5-92．螺栓杆或孔壁的挤压强度（安全）条件式中：h——计算对象的受压高度［］——计算对象的材料许用挤压应力见表5-9＊注意：①计算对象可能是螺栓，也可能是两个被联件之中的一个。②考虑到各零件的材料和受压高度不同，应取乘积最小者为计算对象。二、受拉螺栓（普通螺栓）的强度计算受拉螺栓受拉螺栓的强度计算主要是：确定或验算螺纹危险剖面的尺寸，以保证螺栓杆不破环（即不失效）。至于螺栓的其他部分（如：螺纹牙、螺栓头）以及螺母、垫圈的结构尺寸，是根据等强度条件以及适用经验来设计的。等强度－—就是说：在一个螺栓联接中，如果螺杆不破坏。那其它部分也不会破坏］。除了螺杆以外的其他部分一般无需进行强度计算，可根据螺栓的公称直径从有关标准查取。受拉螺栓工作中又可分为：松螺栓联接的强度计算装配时，不拧紧，不受预紧力。工作中只承受轴向工作拉力F，例如起重吊钩或滑轮。拉伸强度安全条件：→（按计算值去选标准的螺纹直径）式中：——螺纹的小径［σ］—螺栓的许用应力F——所受的轴向拉力紧螺栓联接1．只承受预紧力的紧螺栓联接例如：工作中只承受横向力。靠结合面间的摩擦力承受。摩擦力是由预紧力产生的。安装时已经“预紧”，工作中螺栓也只受的作用。除此之外，拧紧或松开螺栓的瞬间，螺栓还会受到我们施加的螺纹力矩的作用。此时，螺栓杆处于拉、扭复合应力状态。由产生拉应力另外，经过推导计算知道：对于M10～M68的普通螺纹，拧紧螺纹时，有螺纹力矩产生的扭切应力：τ＝0.5σ（）按照第四强度理论：可计算当量应力：则强度（安全）条件为：式中：［σ］——螺栓的许用应力2．受预紧力和轴向工作载荷的螺栓联接安装时预紧，已经受到了，工作中又受到工作拉力F，例如；气缸盖上的螺栓即属此类：这种形式在实际中最常见。虽然螺栓同时受到和F的作用，但是，螺栓实际受到的总拉力＋F。这是为什么？下边就带着这个问题，分析它的受力情况。用三个图表示螺栓预紧后又受F的过程：(a)图是螺母没预紧，各件没受任何力的状态。(b)图是预紧后的状态。螺栓受预紧拉力，相应伸长量为。同时，被联接件受到预紧压力,相应的压缩变形量为。（c）图是在预紧的状态下，又受到了工作拉力F。虽然，螺栓所受总拉力增大了，相应的拉伸变形量也要增大。假设伸长变形的增加量为：△δ。此时，螺栓总变形量为：（＋△δ），此时螺栓的总拉力用表示。同时，随螺栓的伸长，被联接件的压缩变形量会相应减小。减小量虽然就等于螺栓拉伸变形的增加量△δ。此时，被联接件总的压缩变形量为：（－△δ）。相应受到的压力用——称之为“剩余预紧力”。单独分析一个被联接件的受力情况：由于实际中，工作拉力F总是直接作用在被联接件上（如气缸盖）。通过被联接件在作用在螺栓上。显然，被联接件上的三个力F、和处于平衡状态。所以得：＝＋F①即：螺栓的总拉力＝剩余预紧力与工作拉力之和。（又由于：<，所以＝＋F<＋F）下边用载荷变形图分析各力之间的关系：在预紧状态下；只受。给出载荷变形图如图示：当受到作用时，螺栓拉力由→增加为，变形量为（＋△δ）；被联件变形量为：（－△δ），所受压力为：。由图可以看出：式中：——为螺栓的相对刚度系数。其值与螺栓、被联件的材料、结构、尺寸、以及等因素有关。可通过计算或实验求出。（见教材P76表5-4）设计联接时应保证：被联件的结合面不出现间隙。因此，应保证：>0。通常是根据的性质不同，按经验公式确定。（可以见教材P76）＊问题：如果由计算的为负值，说明什么哪？（答：说明结合面出现了间隙。）设计时，确定后，即可按上述经验式选择，然后由＝＋F求，由上述③式可求出保证所需的。根据，计算螺栓的强度，确定螺栓的直径。作用下产生拉应力考虑到特殊情况下，可能需要补充拧紧，拧紧时，相应的螺纹力矩引起扭切应力τ。参照只受预紧力时，的计算。得到：a)（静载下）强度条件为：＊注：式中“1.3”是考虑到工作中可能的“补充拧紧”引起的切应力τ的影响。受变载荷时，则还应计算“疲劳强度”。影响疲劳强度的主要因素是应力幅。由和前边图可知：当工作拉力在0～F之间变化时，中只有部分是变化的。即是在与（）之间变化。则的变化幅为：（）／2。引起的应力幅为σa，b)应力幅强度条件：式中：［］——螺栓的许用应力幅。例：一个压力容器的螺栓连接如图示：容器缸盖与缸体由铸铁制成，凸缘之间用垫片。容器内部压力变化为：0p。若要求容器在工作时保持一定的紧密性（即一定）。分析（垫片）对螺栓疲劳强度和预紧力的影响。当要求一定时，分析对（紧密性）的影响。（1）试判别凸缘之间①不加垫片；②加紫铜垫片；③加橡胶垫片。三种情况下，每个螺栓所需的预紧力相对大小？（2）试判别在上述三种情况下螺栓中产生的应力幅的大小，说明那种情况对螺栓疲劳强度有利？（3）若要求预紧力一，试判别那种情况下对连接的紧密性有利？解：此题应以不变为前提进行分析。（1）要保持一定的紧密性，即要求一定。根据题意通常可以认为工作拉力的最大值也是不变的。这样，总拉力＝＋F也就是（定值）不变的。显然：①所需的最大。③所需的最小。（2）由于，只有部分是变化的，此部分越小，则，对提高螺栓的疲劳强度有利。显然：①的变化幅度最小，最小。③的变化幅度最大，最大。（3）要想在分析中保持不变。首先化出螺栓变形线的平行线。再过“预紧状态点（A）”作被联件的变形线，①、②、③与平行线交点的纵坐标即为对应的。显然：①的最大，紧密性最好；③的最小，紧密性最差。由此例可以看出：三螺纹联接的许用应力螺纹联接件（螺栓、螺柱、螺钉、螺母等）都已标准化。有专门的厂家生产，机械设计中，我们只要按有关标准选用合适的尺寸规格即可。不用自己设计制造。国家标准给螺纹标准件规定了两种等级：螺栓的性能等级用两个数字表示：例如：4.6，例：4.6国家标准还规定：厂家生产时，只要达到要求的性能等级即可，而不必考虑用什么材料，和采用什么加工工艺。螺母的性能等级应与螺栓相同。螺母的性能等级用一个数字表示的大小。例如：①当螺母较大时：4└表示＝400②当螺母较小时，仿照时钟的数字排列＊螺栓、螺钉、螺柱性能等级见表P81（表6-2）式中：S——许用安全系数。确定见教材（P88的表）＊许用应力：在螺纹联接的设计中，由设计者自己根据具体情况确定性能等级。之后可按下式计算许用应力。1）静应力时：2）变应力时：＊其中：≈0.32[本讲作业]习题集4-4、4-5

课程名称：《机械设计》第7讲次授课题目第四章螺纹联接及螺旋传动4-4螺栓组受力分析4-5提高螺栓连接强度的措施4-6螺旋传动【目的要求】掌握提高螺栓联接强度的各种措施；【重点】螺纹联接强度计算、结构设计以及受力分析的方法；【难点】螺纹组联接受力分析；内容第四章螺纹联接及螺旋传动4-4螺栓组受力分析第三节讲的是单个螺栓联接中，螺栓的强度问题，主要是螺栓杆的强度。其中载荷是单个螺栓受到的轴向力或横向力。实际中，螺栓联接往往是成组使用，而成组使用的螺栓联接（螺栓组）中，各个螺栓的受力往往是不一样的。这就需要进行受力分析。主要任务是：分析找出其中受力最大的螺栓及其所受的工作载荷。（以便最大载荷计算螺栓强度）。螺栓组设计中：分析中假设：下边介绍螺栓组几种基本（受力）形式下的受力分析。一、受轴向力FΣ的螺栓组所受轴向力通过螺栓组形心时，各螺栓受的工作载荷相等。即：（Z——螺栓数目）＊注：求出F后，再考虑所受的预紧力，计算→计算螺栓的强度。＊当所受轴向力不通过形心时，应向形心简化后，再计算。

二、受横向力FsΣ的螺栓组1．普通螺栓（受拉）各螺栓只受预紧力，靠接合面间产生的摩擦力来传递载荷通过形心的FsΣ。假设：各螺栓联接接合面的摩擦力相等并集中在螺栓中心处，则根据板的平衡条件得：所需预紧力式中：——接合面的摩擦系数，见教材。m—－接合面的数目Z—－螺栓数—－可靠性系数，考虑摩擦力不稳定性＊注：当Z=1,m=1，取＝0.15，＝1.2时，所需＝8R。可见，这种联接所需的很大。——这是它的主要缺点。2．铰质孔用螺栓（受剪）靠螺栓受剪切和螺栓与孔壁相互挤压传递载荷。一般忽略拧紧产生的摩擦力。假设（在横向力FsΣ通过螺栓组形心的前提下）各螺栓所受的横向工作载荷均相等：为。则＊注意：考虑到由于板是弹性体，所以沿受力（R）方向上，各螺栓所受剪力不均匀。（两端螺栓受剪力比中间的大）。所以，沿载荷方向布置的螺栓数不宜太多。一般不超过6个。如R不通过螺栓组形心，则应先向形心简化后计算。三、受工作转矩T1．普通螺栓：螺栓只受，靠摩擦力承受T。（O是板的旋转中心，亦即转矩T的作用中心）＋＋…＋＝O所需要预紧力：O式中：和（可靠性系数）见前述。2．受剪螺栓（靠螺栓受剪承受转矩T）每个螺栓所受的横向力用表示。与螺栓中心至底板旋转中心的连线垂直。（忽略：预紧力产生的摩擦力）。则根据静力平衡条件得：＋＋…＋＝T①根据螺栓的变形协调条件：螺栓的剪切变形量与其中心至底板旋转中心的距离成成正比，又由于各螺栓所受的剪力也与螺栓中心至底板旋转中心的距离成正比。即：变形协调条件：＝＝…＝②联立①和②可求出，，，…等。其中受力最大的螺栓（图中1，4，5，8）所受的横向（剪）力为：注：联接的设计中，按上述所受最大载荷进行强度计算：例如：联轴器的法兰盖，各螺栓：＝＝…＝，则各螺栓的力：也相等。M四、受翻转力矩M的螺栓组M假设：底板为刚体，基座为弹性体。所受翻转力矩M的轴线用o－o表示。各螺栓中心到o－o轴线的距离用r表示。各螺栓所受工作拉力为轴向力：用、…表示。由静力平衡条件得＋＋…＋＝M①由变形协调条件：各螺栓的拉伸变形量与螺栓中心至底板翻转轴线o－o的距离成正比。又因为刚度相同。由此可推出：各螺栓所受的工作载荷与螺栓中心到翻转轴线距离成正比。即：＝＝…＝②联立①和②可求出，，，…等。其中到o－o轴线最远的螺栓受工作载荷最大：同样，求出最大工作载荷后，再考虑预紧力，求出。进行强度计算。注意：①对图中情况，左侧各螺栓所受工作载荷为轴向拉力。使增大。右侧各螺栓所受工作载荷则为底板在螺栓处所受的压力。反而会使减小。（计算时，应为“负值”。）②位于o－o轴线上的螺栓受工作载荷为0。4-5提高螺栓连接强度的措施分析影响螺栓连接强度的因素，从而提出提高联接强度的措施。这对于螺纹联接的设计也是很重要的。螺纹联接的强度，主要取决于螺栓的强度。影响螺栓强度的因素很多，有材料、结构、尺寸、制造、工艺等。实际设计中，通常主要是以下几个方面考虑来提高联接的强度。一、改善螺纹牙之间的受力分布：对于普通螺母。工作中螺栓受拉，使螺距增大，而螺母受压，其螺距减小。导致螺栓、螺母产生了螺距差。这样，旋合的螺栓和螺母的各圈螺纹牙不能都保持良好的接触，那么，各圈螺纹牙所分担的载荷就不相等。（如教材中图所示）。理论分析和实践都表明：从螺母支撑面算起第一圈受载荷最大。以后各圈依次减小。第10圈后的各圈几乎不受力。［所以采用加厚螺母，增加旋合圈数，对提高连接强度并没有多少作用。］改善措施：（见教材上的图：）设计中，普通螺母圈数不要超过10。采用悬置螺母，环槽螺母，或内斜螺母（改变牙的刚度）。（见教材图）前两者，工作中螺母受拉。与螺栓螺距差减小。采用钢丝螺套—－也可以减轻螺纹牙的受力不均，并可以减轻冲击、振动。这些措施多可以提高螺栓的疲劳强度。二、减小应力幅（可提高疲劳强度）影响疲劳强度的主要因素是变应力中的应力幅，，则越易产生疲劳破坏。，则可以提高疲劳强度。由螺栓总拉力：可以看出，当工作拉力变化时，只会引起（）这一部分是变化的。此部分减小，就可以使。显然：相对刚度越小，则可提高疲劳强度。由此可见：措施为；减小（见教材上的图）增大（见教材上的图）三、减小附加弯曲应力（影响静强度）见教材上的图6-17。此结构会产生附加弯曲应力。为了避免产生附加弯曲应力，可以采用如下措施：（见教材上的图）以上方法可以保持螺母支撑面见有良好的接触。四、适当增大预紧力理论和实践证明，适当增大预紧力，可以提高螺栓的疲劳强度。因此，准确控制预紧力，并保持其不减退是很重要的。五、制造工艺的影响例如；采用輾制螺纹，滚压、氮化、喷丸处理等工艺手法，也都可以提高螺栓的疲劳强度。4-6螺旋传动一、类型、特点：按用途不同分为按摩擦性质不同分特点：（滑动螺旋）本节主要介绍滑动螺旋传动。二、滑动螺旋副的失效和材料1．失效形式，①磨损——螺纹副之间的磨损，主要是胶合和磨料磨损。是滑动螺旋的最常见的失效形式。当受力较大时，也可能会产生此类失效。④螺杆受压失稳——对细长的受压螺杆也可此种失效。2．材料螺旋副的材料要求：除了具有足够的强度以外，还要有好的耐磨性。螺杆和螺母配合时，摩擦系数要小。螺杆材料：1）碳钢，不淬火（正火，调制）。例：、Q275等。2）碳钢、合金钢淬火。例：、40等。3）工具钢淬火。例：T10、T12（碳素工具钢含碳量1％，1.2％）等。以上两类用于重要的精密丝杠。注：只要是要求硬度高的零件，则往往要淬火，而淬火后，有变形，为了保证精度必须进行磨削。螺母材料主要是要求减摩性好。注意：虽然螺母的材料强度和硬度比螺杆要低。这主要是基于如下设计思想：把磨损集中在螺母（一个件），磨损到一定程度，只更换螺母即可。滑动螺旋常用的螺纹牙形有螺母的结构分为：三、滑动螺旋传动的计算1．耐磨性计算由于磨损是最常见的失效形式，所以，设计中首先应该满足耐磨性要求。影响磨损的因素很多，到目前为止，对于磨损计算，尚无完善的方法。但是，我们知道，影响磨损的主要因素是，螺纹工作面上的压强。所以，耐磨性计算主要是限制螺纹工作面的压强，使之不超过许用值。条件：式中：F—－轴向力—－螺纹中径h—－螺纹工作高度Z—－旋合圈数：H—螺母高度——许用压强（见教材P92表5-11）（磨损主要发生在螺母上）设计之前：、h、Z都是没有确定的。为了设计方便，引入系数：，，将此式代入前页的“条件式”可得对梯形、矩形螺纹：（h=0.5p）代入上式得：对锯齿形螺纹：（h=0.75p）Φ的取值由耐磨性计算，按上式确定出螺纹的中径，并按标准选取标准的公称直径d和螺距p。之后，计算：耐磨性计算中，确定了螺旋的尺寸参数之后，对其他的失效形式进行校核计算。2．螺杆强度计算工作中，螺杆受拉（压）和扭（转矩M）的同时作用，可用第四强度理论计算当量应力：强度条件为：式中：3．螺纹牙强度从材料选择可见，螺母材料强度较弱。所以，主要是螺母牙发生破坏。因此，主要是计算螺母牙的强度。（把螺牙看作是悬臂梁）（可对照教材讲公式，而部写板书）4．螺杆受压稳定性计算条件为：式中：——螺杆的稳定临界载荷β——长度系数：与两端支座形式有关。（见教材P94表5-14）l——为螺杆最大受压长度5．验算自锁条件对有自锁要求的螺旋传动：应满足的条件为：Ψ≤式中：Ψ——螺纹升角；——当量摩擦角螺旋传动的效率：（可以推出：反向自锁的螺旋传动：η<50％）6．螺杆的刚度计算对传动精度要求高的精密螺旋，还应进行螺杆刚度计算。以避免（防止）由于变形过大，使螺距变化而影响运动的精度。（此部分内容不多讲）注：此处可留《螺旋千斤顶》大作业：工作量（装配图、一份计算说明书）。通过该大作业，可以使大家了解机械设计的基本过程，知道并不是所有的结构尺寸都是由计算确定，很多尺寸是凭经验确定的。[本讲作业]习题4-7

课程名称：《机械设计》第8讲次授课题目第五章键、花键及销联接5-1键联接5-2提高螺栓连接强度的措施5-3销联接【目的要求】了解键、花键、销联接的主要类型、工作原理和特点；掌握平键联接的设计方法；【重点】平键联接的工作原理、结构特点；平键的剖面的尺寸和长度的确定方法及平键联接强度校核的计算方法；【难点】平键联接强度校核；内容第五章键、花键及销联接键和花键联接是最常见的轴、毂联接方式，属于可拆联接，主要其周向固定作用。轴与回转零件（如：齿轮、带轮等）的轮毂之间用键联接后，使它们一起转动，并且可以传递转矩。而销联接也常用于轴毂联接，此外还常用来确定零件间的相对位置——及定位销。或作保护安全装置——安全销。5-1键联接一、分类键联接有多种类型，而且都是标准件，有相应的国家标准。机械设计中，我们只要按使用要求选用适当的类型和尺寸即可，必要时验算其强度。1．平键工作原理：工作时，键的侧面是工作面（是承受载荷的面），靠键的工作面与键槽的侧面相挤压传递转矩。普通平键分为特点：＊导向平键和滑键用于成动联接，它们的区别在于：2．半圆键工作原理与平键相同，同样是工作面是受挤压。特点：适用于轻型机械。3．楔键（斜键）工作原理：安装时，楔紧在轴和轮毂的键槽中，靠摩擦力和键上下面的偏压传递转矩。因此，键的上下面是工作面。键楔紧以后，压力在键宽上是均布的，当传递转矩T时，轴与轮毂有相对转动的趋势，使键工作面上受的压力不均匀。其合力偏离轴线产生偏压。同时，楔紧后，在轴上键的对侧会产生正压力，产生摩擦力。楔键分为： 特点：4．切向键由一对楔键组成。装配时，将两个楔键沿轴的切线方向楔紧。键的窄面是工作面，受挤压。由于工作面上的压力是沿轴的切线方向作用，所以能传递很大的转矩。如果采用两对方向相反的切向键，（如图所示）。则可以传递双向转矩。两个键通相隔120°角布置。原因是：为了不致严重削弱轴的强度和使轴受力均衡。常用于重型机械中。二、平键联接的强度计算1．平键的选择键是标准件，设计时要选择确定键的结构尺寸。尺寸：轴和轮毂上键槽的尺寸也要按标准设计，（查《课程设计指导书》P186或各种《机械设计手册》。）2．强度计算零件强度计算的内容，都是根据工作中可能的失效形式拟定的。平键联接的失效形式：虽然，键工作中受剪切，但实际上键的剪断极为罕见。因此，只进行挤压强度和耐磨性计算。静联接：（挤压强度条件：）（防止“压溃”失效）动联接：（耐磨性计算：）（限制压强，防止过大磨损）式中：d——轴的直径k——键与轮毂的接触高度k≈h（h——键的高度）l——键的接触长度：T——传递的转矩——许用挤压应力（是键、轴、轮毂三者之中较弱者的许用应力）。见教材上（表7-1）——许用压强。注：①如果使用一个平键不能满足强度条件，可采用两个平键，两键相隔180°布置。考虑到载荷分布的不均匀性，强度计算时按1.5个键考虑。②虽然两个式子的形式完全一样，但是表示的物理意义不同。③半圆键的强度计算和平键相同。④楔键失效形式主要是工作面“压溃”，需要验算挤压强度。（由于时间关系不讲了）＊键的材料为强度极限不低于600的钢料。第二节花键联接键直接做在轴上，形成纵向键齿。相当于同时组成几个键联接。键齿的侧面是工作面。依靠工作面的相互挤压，传递转距。与平键的工作原理相同。可实现特点：强度高，对中性好，承载能力高。对轴没有削弱。但是：加工比较困难，需要专用的刀具和机床。分类：按齿形不同分为(齿廓是渐开线)1）渐开线花键：其中三角形花键：特点：齿数多，模数小，多用于轻载和直径小的静联接。30°压力角渐开线花键：特点：齿根较厚，强度高，承载能力大，寿命长。当键齿侧受力时有径向分力。可以起到自动定心的作用。渐开线齿廓可以用齿轮加工设备加工，工艺性好，加工精度高。因此，应用日渐广泛。渐开线花键的定心方式2）矩形花键：定心方式：＊注：国家标准中推荐：用小径定心。主要失效形式为；强度计算：通常只进行挤压强度和耐磨性计算。（见教材）（课上不讲）第三节销联接销联接通常只传递不大的载荷，或者作为：安全装置。销的主要用途：注：定位销是组合加工和装配时的主要辅助零件。定位销通常不受或只受很小的载荷，其尺寸由经验确定。同一面上的定位销至少要用两个。销分为：【对照教材简单讲】还有替它特殊结构形式，由于时间关系不多讲。（看教材自学，简单了解）[本讲作业]习题5-2、5-3

课程名称：《机械设计》第9讲次授课题目第六章过盈联接6-1概述6-2圆柱面过盈联接的计算【目的要求】了解组成联接零件的特点和应用；掌握圆柱面过盈联接的计算；【重点】过盈联接中的装配方法；【难点】过盈联接的计算；内容第六章过盈联接6-1概述一、组成组成联接的零件：包容件与被包容件之间形成过盈配合时，被包容件的尺寸比包容件孔的尺寸稍大，产生过盈量。装配起来后，由于零件有弹性而产生弹性变形，进而在配合表面上产生很大的正压力，当联接承受外载荷时，则产生摩擦力来传递外载荷。即过盈→弹性变形→正压力→摩擦力。由于拆开联接需要很大的外力，往往要损坏联接中零件的配合表面，所以属于不可拆联接。可以承受的载荷为：或二者的组合最常用的是圆柱面过盈联接，此外，还有圆锥面过盈联接二、特点三、应用对中性要求高的场合。如：蜗轮的齿圈和轮心之间要求结构简单的场合。如：火车车轮轮缘和轮心之间四、提高过盈联接承载能力的措施（见教材）6-2圆柱面过盈联接的计算过盈联接的可能的失效形式为：在载荷作用下，联接松动，和由于过盈量过大二导致配合面被压溃。所以在联接计算中，主要是这两个方面满足要求。⒈选择具有所需要的承载能力的配合；⒉安排合理的结构；⒊确定对零件配合表面的工艺要求；⒋决定装配方法和提出装配要求等。过盈联接的承载能力取决于联接的摩擦力或力矩和联接中各零件的强度。选择配合时，既要使联接具有足够的固持力以保证在载荷作用下不发生相对滑动，又要注意到零件在装配应力下不致损坏。一、设计原则：已知条件：传递的载荷、扭矩或轴向力，联接零件的结构尺寸设计的主要问题：1、选择适当的配合公差2、安排合理的结构3、确定对零件配合表面的工艺要求――如：表面粗糙度4、决定装配方法（确定压入力或计算所需温差研究中假设：变形在弹性范围内被联接件是两个等长的厚臂圆筒配合面上压力均匀分布二、计算步骤：计算传递载荷所需的最小压强，受轴向力时：应满足受转矩时：应满足应满足：求所需的最小过盈量由材力知识得：过盈量与压强之间关系公式为：式中：、为碱化计算引入的系数被包容件：；包容件：（，为材料的泊松比）从公式中可以看出过盈量于压强成正比关系。可得：则：传递载荷所要的最小过盈量为：但如果用压入法装配，配合表面的不平波峰会被擦平，而使装配后的实际过盈量减小。因此，为弥补装配时被擦平的部份，选择配合时，应将上式计算的数值适当加大。压入法装配时，实际需要的过盈量为：式中：－配合表面的粗糙度值。温差法装配时，实际需要的过盈量为：c)求所允许的最大过盈量是由被联接件的强度条件决定的。首先要求出所允许的最大压强，之后再求。（1）应力分析包容件上产生：周向拉应力和径向压应力被包容件上产生：周向压应力和径向压应力由材力中知识可知，应力分布如教材上图所示。（2）强度条件（a）塑性材料：根据第三强度理论，得：—－屈服极限注：、、为单元体上的三个主应力，按应力的代数值从大到小排列。拉为正。对包容体，危险应力发生在内表面处，此处应力如图所示。对被包容件，危险应力也在内表面处，此处应力如图所示。当量应力：，；则：（b)脆性材料包容件为：被包容件：（3）最大容许压强塑性材料：（由上述强度条件得）包容件：；被包容件：脆性材料包容件：；被包容件：注意：取，中的小值作为不失效的最大容许压强。（补充）实心轴时：径向压应力=即周向压应力=（4）所允许的最大过盈量1）选择标准的配合所选标准配合的；（受力要求）；（强度要求）2）装拆压力和装配温度压入法装配时，最大压入力：压出力：（为压入或压出的时的摩擦系数）注：最大压入力发生在压入终了时，因此，式中应考虑擦平的影响。最大压强按计算。最大压出力发生在压处开始时。此时两零件之间相对静止。通常，一般可取二者相等。温差法装配时：显然，计算加热温度时，应按配合的最大过盈量计算。而且为了使装配容易，还要留有一定的间隙（）则加热温度：式中：--留出的最小装配间隙，通常取间隙配合的最小间隙--零件材料的线膨胀系数--装配环境的温差四、圆锥面过盈联接圆锥面过盈联接在机床主轴的轴端上应用很普遍。装配时，借助转动端螺母并通过压板施力使轮毂作微量轴向移动以实现过盈联接。这种联接定心性好，便于装拆，压紧程度也易于调整。采用这种联接，配合表面不宜擦伤，能传递更大的载荷，尤其是适用于大型被联接件，但对配合面的接触精度要求较高。五、过盈联接的设计计算过盈联接主要用以承受轴向力、传递转矩，或者同时承受以上两种载荷。为了保证过盈联接的工作能力，须作以下两方面的分析计算：在已知载荷的条件下，计算配合面间所需产生的压力和产生这个压力所需的最小过盈量；在选定的标准过盈配合下，校核联接诸零件在最大过盈量时的强度。[本讲作业]习题6-1、6-2

课程名称：《机械设计》第10讲次授课题目第七章带传动7-1概述7-2V带和V带轮【目的要求】掌握带传动的主要类型和特点；掌握V带轮的结构和材料；【重点】带传动的主要类型和特点；【难点】V带轮的结构和材料；内容第七章带传动7-1概述带传动是通过中间挠性件（带）传递动力和运动的。按工