1、考試題型：一、 選擇： 2022 分二、 填空： 16 分左右三、 分析題： 23 個小題2030CH5CH10CH11四、 計算題： 232430CH5，CH8，CH10，CH11，CH13五、 改錯題： 1012CH15 軸系改錯為主注： 設(shè)計題目除主要設(shè)計參數(shù)如何選??？ 主要設(shè)計參數(shù)是取標準值、 計算值還是圓整以外， 其它一律不考！ ！第三章機械零件的強度本章要求：載荷與應(yīng)力的性質(zhì)； 穩(wěn)定變應(yīng)力的分類； 變應(yīng)力的循環(huán)特性 r 的推斷；材料的疲乏曲線： N0rKN 系數(shù)， 有限壽命區(qū)和無限壽命區(qū)。單向應(yīng)力狀態(tài)下零件的疲乏壽命：當工作應(yīng)力依據(jù)rc，mc，minC 規(guī)律增長時，零件的極限應(yīng)力點

2、和失效形式。本章內(nèi)容：根本學(xué)問點1 載荷和應(yīng)力12 載荷依據(jù)其性質(zhì)可分為靜載荷和變載荷。靜載荷： 載荷的大小或方向不隨時間變化或變化極緩慢的； 變載荷： 載荷大小或方向隨時間變化的。機械零部件上所受的載荷還可分為： 工作載荷、 名義載荷和計算載荷。工作載荷： 機械正常工作時所受的實際載荷。名義載荷： 按原動機的功率計算求得的載荷。 通常由下式求得：PT 9.55106 n計算載荷： 考慮零部件工作過程中還要承受附加載荷， 從而對名義載荷( 力 F 或轉(zhuǎn)矩 T修正而得到的近似載荷。) 應(yīng)力) 載荷作用在零件上將產(chǎn)生應(yīng)力。依據(jù)其性質(zhì)可分為：靜應(yīng)力： 不隨時間而變或隨時間緩慢變化的應(yīng)力；變應(yīng)力： 不

3、斷地隨時間而變的應(yīng)力。 大多數(shù)機械零部件都是處于變應(yīng)力狀態(tài)下工作的。2 、 靜應(yīng)力作用下的強度問題( 26 機械零件的設(shè)計準則)靜應(yīng)力作用下的機械零件強度約束條件有兩種方式：) 、 危 險 剖 面 處 的 計 算 應(yīng) 力 (ca、ca) 不 超 過 許 用 應(yīng) 力 ( 、 ) limca limcaS caS或)、 危急剖面處的計算安全系數(shù) SSlimSlimScaslim sca或式中：lim為極限正應(yīng)力；limlim為極限剪切應(yīng)力；對于塑性材料：主要失效形式是塑性變形，取其屈服極限limsslimslim(、)作為極限應(yīng)力，即 ，sslimslim對于脆性材料 ：主 要失效形式是脆性破壞

4、，取 其強度極限(即， 即，limblimbb 、b )作為極限應(yīng)力，3 、 變應(yīng)力作用下的強度問題 第三章概述靜載荷和變載荷均可能產(chǎn)生變應(yīng)力。在靜載荷 F 作用下，轉(zhuǎn)動心軸上的 a 點所受的應(yīng)力就是一個對稱循環(huán)的變應(yīng)力。1、 變應(yīng)力的種類及特點變應(yīng)力可分為三類：穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力： 應(yīng)力變化周期、 應(yīng)力幅和平均應(yīng)力均不隨時間而變者；不 非 穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力： 應(yīng)力變化周期、 應(yīng)力幅或平均應(yīng)力之一隨時間而變者；隨機變應(yīng)力： 應(yīng)力變化不呈周期性而帶偶然性者。要求把握穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力：非對稱循環(huán)變應(yīng)力、 脈動循環(huán)變應(yīng)力、 對稱循環(huán)變應(yīng)力。a穩(wěn)定循環(huán)變應(yīng)力的主要參數(shù)： 應(yīng)力變化周期T、應(yīng)力幅 、平均應(yīng)力 、

5、循環(huán)特征amaxr、確定值最大應(yīng)力 和確定值最小應(yīng)力 。各參數(shù)之間具有下面的關(guān)系：max；maxmaminma；()/2；mmaxminaa)/2maxminr min對稱循環(huán)變應(yīng)力： max，0 ，amax，r1；minamaxm脈動循環(huán)變應(yīng)力： 0， ， 22，r0minamaxmamin靜應(yīng)力： 0， ，r1。amin非對稱循環(huán)變應(yīng)力：1r1 且 r1、0、1r 的變化范圍：1r1例題：設(shè)有一零件受變應(yīng)力作用，變應(yīng)力的平均應(yīng)力m189Mpa，應(yīng)力幅為 a 129Mpa，試求該變應(yīng)力的循環(huán)特征 r。解：最大應(yīng)力為：mm 189129318 Mpa，mmax最小應(yīng)力為：minm1891296

6、0 MPa，minmr minmax60/3180.1887靜應(yīng)力作用下： 極限應(yīng)力 s 、 B 主要與材料的性能有關(guān)。變應(yīng)力作用下： 其極限應(yīng)力除了與材料的性能有關(guān)外， 還與應(yīng)力的循環(huán)特征 r、 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N、 應(yīng)力集中、 零件的外表狀況和零件的尺寸大小等有關(guān)。2 變應(yīng)力時的極限應(yīng)力 ：P22 ， 材料的疲乏曲線也稱材料的疲乏極限( 或長久極限)， 是當循環(huán)特征為 r 時， 試件受“ 很多“ 次應(yīng)力循環(huán)而不發(fā)生疲乏斷裂的最大應(yīng)力值極限也不同。r 。 循環(huán)次數(shù)不同， 疲乏極限不同； 循環(huán)特征不同， 疲乏材料的疲乏特性曲線與方程 r的意義？長久疲乏極限(r 為對應(yīng)的應(yīng)力循環(huán)特征)。N0 的意

7、義？循環(huán)基數(shù)(NN0 時,曲線趨于水平)。有限壽命設(shè)計與無限壽命設(shè)計含義？NN0： 有限壽命；r N ： 無限壽命。rN 的意義？不同循環(huán)特征 r 下的不同應(yīng)力 3 考 慮 應(yīng) 力 集 中 、 絕 對 尺 寸 、 表 面 狀 態(tài) 、 強 化 處 理 時 的 疲 勞 極 限 應(yīng) 力 即零件的疲乏極限應(yīng)力應(yīng)力集中： 在零件剖面幾何外形突變處， 局部應(yīng)力要遠遠大于名義應(yīng)力的現(xiàn)象。應(yīng)力集中越厲害， 疲乏極限越低。零件剖面確實定尺寸越大， 其疲乏極限越低。 這主要是由于尺寸大時， 材料晶粒粗，消滅缺陷的概率多和機加工后外表冷作硬化層相對較薄。此外， 零件的外表質(zhì)量也會對疲乏極限產(chǎn)生影響。零件外表越光滑或

8、經(jīng)過強化處理( 如噴丸、 外表熱處理、 外表化學(xué)處理等) ， 零件的疲勞強度越高。上述四個參數(shù)用綜合影響系數(shù)KD 或 K 表示4 把握單向穩(wěn)定變應(yīng)力下零件疲乏強度計算方法。r=C m=C min=CP26 圖 3536 和 P27 圖 3738能繪制簡化的零件疲乏極限應(yīng)力圖。能依據(jù)工作應(yīng)力點 M 和應(yīng)力增長規(guī)律找到極限點 M ， 并能推斷失效形式？不要求計算安全系數(shù) s ， 不要求查系數(shù)，5 零件的接觸強度在機械零件設(shè)計中遇到的接觸應(yīng)力多為變應(yīng)力 ，在 這種狀況下產(chǎn)生的失效屬于接觸疲乏破壞， 它的特點是：零件在接觸應(yīng)力的反復(fù)作用下， 首先在外表或表層產(chǎn)生初始疲乏裂紋， 然后， 在滾動接觸過程中

9、， 由于潤滑油被擠進裂紋內(nèi)而形成高的壓力， 使裂紋加速擴展， 最終， 使表層金屬呈小片狀剝落下來，在零件外表形成一個個小坑， 這種現(xiàn)象稱為疲乏點蝕。疲乏點蝕常是齒輪、滾動軸承等零件的主要失效形式。零件接觸外表的綜合曲率半徑越大，接觸應(yīng)力越小。第四章 摩擦磨損及潤滑本章要求：摩擦的類型及主要特點；磨 損的一般過程 三個階段 ；磨 損的類型； 流體動力潤滑的形成原理；內(nèi)容：主要學(xué)問點：1 、 摩擦的定義和分類P46摩擦：兩個接觸外表作相對運動或有相對運動趨勢時，在外表間會產(chǎn)生抵抗相對運動的阻力的自然現(xiàn)象。依據(jù)摩擦副的外表潤滑狀態(tài)， 摩擦可分為干摩擦、 邊界摩擦、 流體摩擦和混合摩擦。 磨損的定義和

10、分類P50磨損： 由于外表的相對運動而使物體工作外表的物質(zhì)不斷損失的現(xiàn)象。按磨損的損傷機理磨損可分為： 粘著磨損、磨粒磨損、外表疲乏磨損和腐蝕磨損 和沖蝕磨損 。 個零件的磨損過程大體可分為三個階段 ：磨 合磨損階段 、穩(wěn) 定磨損階段及猛烈磨損階段。4 、 流體動力潤滑的形成原理與三個條件 與滑動軸承結(jié)合第五章螺紋聯(lián)接本章要求：螺紋的主要類型及應(yīng)用場合；螺紋聯(lián)接的四種根本類型及應(yīng)用場合；螺栓聯(lián)接預(yù)緊的目的和防松方法 三種 單個螺栓聯(lián)接的受力分析： 螺栓桿受什么力單個螺栓聯(lián)接強度計算公式的應(yīng)用場合； 螺栓組聯(lián)接的構(gòu)造設(shè)計和受力分析：螺栓如何布置， 能分析出哪些螺栓受力最大， 能繪制螺栓組的受力圖

11、， 把握前三種受力狀況的計算公式， 能計算出螺栓所受的最大力。根本學(xué)問點一 螺紋 螺紋的類型和應(yīng)用P62 表 51按螺旋線的位置分： 螺紋有外螺紋與內(nèi)螺紋之分， 它們共同組成螺旋副。螺紋按工作性質(zhì) 作用 分為聯(lián)接用螺紋和傳動用螺紋。聯(lián)接用螺紋的當量摩擦角較大 ，有 利于實現(xiàn)牢靠聯(lián)接 ；傳 動用螺紋的當量摩擦角較小，有利于提高傳動的效率。 螺紋的根本參數(shù)d 螺紋大徑， 用于表示螺紋的公稱直徑；d2螺紋中徑， 是確定螺紋幾何參數(shù)和協(xié)作性質(zhì)的直徑；d1螺紋小徑， 強度計算中作為危急截面的計算直徑；螺紋的牙形角；n 線數(shù)， 螺紋的螺旋線數(shù)目；P 螺距， 螺紋相鄰兩個牙型上對應(yīng)點間的軸向距離；S 導(dǎo)程，

12、 螺紋上任一點沿同一螺紋線轉(zhuǎn)一周所移動的軸向距離, S=nP；螺紋升角； 常用螺紋聯(lián)接螺紋 ：p62 表 51 一般螺紋： 同一公稱直徑按螺距大小， 分為粗牙和細牙。 細牙螺紋的螺距小， 升角小，自鎖性好， 聯(lián)接強度高， 因牙細不耐磨， 簡潔滑扣。一般聯(lián)接多用粗牙螺紋， 細牙螺紋常用于細小零件， 薄壁管件或受沖擊、振動和變載荷的連接中。細牙螺紋也可作為微調(diào)機構(gòu)的調(diào)整螺紋用。 管螺紋 圓錐螺紋傳動螺紋： 矩形螺紋： 尚未標準化， 牙型為正方形， 牙型角=0，其傳動效率較其它螺紋高，但牙根強度弱，螺旋副磨損后，間隙難以修復(fù)和補償，傳動精度降低。 梯形螺紋： 牙型為等腰梯形， 牙型角為 30 ， 內(nèi)

13、外螺紋以錐面貼緊不易松動。 與矩形螺紋相比， 傳動效率略低， 但工藝性好， 牙根強度高， 對中性好。如用剖分螺母， 還可以調(diào)整間隙。 梯形螺紋是最常用的傳動螺紋。鋸齒形螺紋：牙型為不等腰梯形，工作面的牙側(cè)角為3，非工作面的牙側(cè)角為 30，外螺紋牙根有較大的圓角, 以減小應(yīng)力集中。 內(nèi)、 外螺紋旋合后， 大徑處無間隙， 便于對 中。這種螺紋兼有矩形螺紋傳動效率高、梯形螺紋牙根強度高的特點，但只能用于單向受力的螺紋聯(lián)接或螺旋傳動中。二、 螺紋聯(lián)接的類型和標準聯(lián)接件1 螺紋聯(lián)接的根本類型P64 一般螺栓聯(lián)接被聯(lián)接件的通孔與一般螺栓的桿部之間留有肯定的間隙 間隙協(xié)作 。 通孔的加工精度要求較低， 構(gòu)造

14、簡潔， 裝拆便利。應(yīng)用場合： 主要承受軸向載荷， 被聯(lián)接件較薄能鉆通孔， 格外廣泛。 鉸制孔用螺栓聯(lián)接 也稱協(xié)作螺栓聯(lián)接 被聯(lián)接件通孔與螺栓的桿部之間多承受基孔制 過渡協(xié)作， 螺栓能準確固定被聯(lián)接件的相對位置，并能承受橫向載荷。這種聯(lián)接對孔的加工精度要求較高， 應(yīng)準確鉸制加工而成。 螺釘聯(lián)接螺釘直接擰入被聯(lián)接件的螺紋孔中， 不必用螺母， 構(gòu)造簡潔緊湊。但當要經(jīng)常拆卸時， 易使螺紋孔磨損， 導(dǎo)致被聯(lián)接件報廢，應(yīng)用場合： 1 ) 其中一個聯(lián)接件很厚， 不能鉆通孔2 ) 用于受力不大， 不許經(jīng)常拆卸的場合。 雙頭螺柱聯(lián)接應(yīng)用場合： 、 用于被聯(lián)接間件之一太厚， 不能鉆通孔； 、 需要經(jīng)常裝拆或構(gòu)造上

15、受到限制不能承受螺栓聯(lián)接的場合。 緊定螺釘聯(lián)接利用擰入零件螺紋孔中的螺釘末端頂住另一零件的外表或頂入相應(yīng)的凹坑中。應(yīng)用場合： 固定兩個零件的相對位置， 并可同時傳遞不太大的力或力矩。三、 螺紋聯(lián)接的預(yù)緊與防松 螺紋聯(lián)接的預(yù)緊 P68預(yù)緊的目的在于增加聯(lián)接的牢靠性和嚴密性。通常借助于測力矩扳手或定力矩扳手，利用把握預(yù)緊力矩的方法來把握預(yù)緊力大小。 螺紋聯(lián)接的防松P70對頂螺母防松彈簧墊圈防松自鎖螺母防松螺紋聯(lián)接一般都能滿足自鎖條件，但在振動或變載荷作用下，螺紋聯(lián)接中的預(yù)緊力和摩擦力會減小或瞬時消逝，導(dǎo)致聯(lián)接失效。為保證聯(lián)接安全牢靠， 對頂螺母防松彈簧墊圈防松自鎖螺母防松六角開槽螺母防松止動墊圈防

16、松六角開槽螺母防松止動墊圈防松串聯(lián)鋼絲防松 螺栓聯(lián)接強度計算的思路螺栓組的受力分析 確定受力最大的螺栓及其所受的力 單個螺栓強度計算。 螺栓組聯(lián)接承受的載荷類型有：受橫向載荷受轉(zhuǎn)矩受軸向載荷受傾覆力矩 單個螺栓的受載形式有：軸向載荷、 橫向載荷或軸向載荷與橫向載荷聯(lián)合作用。承受軸向載 荷 包括預(yù)緊力 作 用的受拉螺栓 ，主 要失效形式是螺栓的靜力拉斷或疲乏裂；承受橫向載荷作用的鉸制孔用螺栓， 其失效形式是螺桿的擠壓和剪切破壞； 螺栓聯(lián)接強度計算的內(nèi)容：分析失效形式確定設(shè)計準則；依據(jù)強度計算確定螺栓危急截面直徑； 或校核螺栓的強度。螺栓其它局部和其它螺紋聯(lián)接件的構(gòu)造尺寸， 均按螺栓螺紋的公稱直徑

17、由標準選定。 單個螺栓聯(lián)接的強度計算P7956 要求： 會分析螺栓桿的受力狀況：公式的應(yīng)用場合： 、 松螺栓聯(lián)接 一般螺栓聯(lián)接裝配時螺母不需擰緊，故在承受工作載荷之前螺栓不受力。這種聯(lián)接應(yīng)用范圍有限，主要用于拉桿、起重吊鉤等聯(lián)接方面。松螺栓聯(lián)接的強度計算主要是螺栓危急截面的拉伸強度計算， 即： 、 緊螺栓聯(lián)接的強度計算： 、 僅承受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接 一般螺栓聯(lián)接當一般螺栓聯(lián)結(jié)承受橫向載荷時， 由于預(yù)緊力的作用， 將在接合面間產(chǎn)生摩擦力來抵抗工作載荷 見以下圖 ， 假設(shè)為保證接合面不產(chǎn)生滑移所需要的預(yù)緊力為 F0， 則結(jié)合面間的摩擦力與橫向外載荷平衡的條件是：fF0KsF或F0KsFf這時，

18、螺栓除受預(yù)緊力的拉伸而產(chǎn)生拉伸應(yīng)力外， 還受擰緊螺紋時，因螺紋摩擦力矩而產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，使螺栓處于拉伸與扭轉(zhuǎn)的復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)下。因此在進展強度計算時， 應(yīng)綜合考慮拉伸應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的作用。在進展強度計算時可以只按拉伸強度計算， 并將所受的拉力 預(yù)緊力 F0 增加 30慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的影響。 這時， 螺栓危急截面的強度條件可寫為：2 承受預(yù)緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯(lián)接 承受一般螺栓聯(lián)接螺栓所受的總拉力 F2 并不等于預(yù)緊力 F0 和工作拉力 F 之和( 即 F2F0+F)。依據(jù)理論分析， 螺栓的總拉力 F2 除了與預(yù)緊力 F0、 工作拉力 F 有關(guān)外， 還受到螺栓剛度 Cb 及被聯(lián)接件剛度 C

19、m 等因素的影響。螺栓的總拉力 F2 并不等于預(yù)緊力 F0 和工作拉力 F 之和， 而等于剩余預(yù)緊力 F1 與工作拉力 F 之和。即： F2F1F設(shè)計時， 應(yīng)先求出螺栓的工作拉力 F， 再依據(jù)聯(lián)接的工作要求選取剩余預(yù)緊力 F1 值， 然后計算螺栓的總拉力 F2。 求得 F2 值后即可進展螺栓強度計算。 考慮到螺栓在總拉力 F2 的作用下可能需要補充擰緊 ，故 應(yīng)將總拉力 F2 增加 30 % 以考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的影響 。因 此，螺栓危急截面的拉伸強度條件為：為了保證聯(lián)接的嚴密性， 以防止聯(lián)承受載后接合面消滅縫隙， 應(yīng)使剩余預(yù)緊力 F10 、 承受工作剪力的緊螺栓聯(lián)接 鉸制孔螺栓聯(lián)接， 承受橫向載

20、荷。利用鉸制孔用螺栓抗剪切來承受載荷的 見以下圖 ， 螺栓桿與孔壁之間無間隙，接觸外表受擠壓； 在聯(lián)接接合面處， 螺栓桿則受剪切。因此， 應(yīng)分別按擠壓及剪切強度條 件計算， 不考慮預(yù)緊力的影響。Fd L0minpp F4d20要求：會分析螺栓桿的受力狀況：公式的應(yīng)用場合：第六章鍵聯(lián)接 P103本章要求： 鍵聯(lián)接的主要類型 四種 及其主要特點； 平鍵強度計算時， 參數(shù)如何選??？花鍵聯(lián)接的分類和定心方式； 最大轉(zhuǎn)矩的計算公式。本章內(nèi)容： 鍵聯(lián)接、花鍵聯(lián)接、銷聯(lián)接和無鍵聯(lián)接是常用的軸轂聯(lián)接。這些聯(lián)接均屬于可拆聯(lián)接。 、 鍵聯(lián)接P10361 、 鍵聯(lián)接的分類和構(gòu)造鍵是標準件， 主要分為四種： 平鍵、

21、半圓鍵、 楔鍵和切向鍵平鍵聯(lián)接鍵的側(cè)面是工作面。 工作時， 靠鍵與鍵槽的互壓傳遞扭矩。按用途， 平鍵分為一般平鍵、 導(dǎo)向平鍵和滑鍵三種。一般平鍵用于靜聯(lián)接， 按構(gòu)造分為圓頭的、 平頭的和單圓頭的。 半圓鍵聯(lián)接半圓鍵用圓鋼切制或沖壓磨制。軸上鍵槽用半徑與鍵一樣的盤形銑刀銑出，鍵在槽中可繞其幾何中心搖擺以適應(yīng)轂上鍵槽的斜度。 半圓鍵用于靜聯(lián)接， 鍵的側(cè)面是工作面。楔鍵聯(lián)接楔鍵聯(lián)接的工作面是楔鍵的上下面。 楔鍵的上外表有 1100 的斜度， 鍵楔緊在軸轂之間。工作時， 靠鍵、軸、轂之間的摩擦力和由于軸與轂有相對轉(zhuǎn)動的趨勢而使鍵受到的偏壓而傳遞扭矩。 能傳遞單向軸向力。 切向鍵聯(lián)接切向鍵由兩個斜度為

22、1100 的單邊傾斜楔組成。 裝配后兩楔以其斜面相互貼合， 共同楔緊在軸轂之間。鍵在聯(lián)接中必需有一個工作面處于包含軸心線的平面之內(nèi)。要傳遞雙向轉(zhuǎn)矩時， 須使用兩個切向鍵。切向鍵也能傳遞單向的軸向力。楔鍵和切向鍵的主要缺點是引起軸上零件與軸的協(xié)作偏心，在沖擊、振動或重載下也易松動。 應(yīng)用場合： 應(yīng)用范圍較小， 主要用于定心要求不高和低轉(zhuǎn)速的場合。鍵聯(lián)接的優(yōu)點： 構(gòu)造簡潔、 緊湊、 牢靠、 裝拆便利和本錢低廉等；鍵聯(lián)接的缺點： 鍵槽減弱了被聯(lián)接件的承載面積， 同時引起應(yīng)力集中； 被聯(lián)接件不易獲得準確的定心。 、 平鍵聯(lián)接的強度計算 了解 鍵的材料要有足夠的強度，B600MPa， 常用 45 鋼；主

23、要失效形式為工作面被壓潰 靜聯(lián)接 和磨損 動聯(lián)接 設(shè)計準則為：pp 和 pp靜聯(lián)接：動聯(lián)接；3設(shè)計步驟：按 d 查標準選擇 bh 按輪轂寬度選擇鍵長 L 強度校核設(shè)計參數(shù)如何選取？二、 花鍵聯(lián)接三、 花鍵聯(lián)接靠軸和轂上的縱向齒的互壓傳遞轉(zhuǎn)矩， 可用于靜聯(lián)接或動聯(lián)接。 、 花鍵聯(lián)接的分類和構(gòu)造 、 按齒形分類： 矩形花鍵、 漸開線花鍵。 矩形花鍵聯(lián)接以內(nèi)徑定心， 有輕、 中兩個系列。 漸開線花鍵聯(lián)接是依據(jù)齒形來定心的。 漸開線花鍵聯(lián)接具有承載力量大、 使用壽命長、定心精度高等特點， 適用于載荷大、 尺寸也較大的聯(lián)接。 、 花鍵聯(lián)接與平鍵聯(lián)接比較齒對稱布置， 使軸轂受力均勻；齒軸一體， 齒槽淺，

24、應(yīng)力集中小；齒數(shù)多， 總接觸面積大， 壓力分布較均勻；互換性好。 、 花鍵聯(lián)接的設(shè)計計算 了解花鍵聯(lián)接的設(shè)計計算與鍵聯(lián)接相像。主要失效形式有： 齒面的壓潰和磨損， 一般只作聯(lián)接的擠壓強度或耐磨性計算。第八章帶傳動P143本章要求： 帶傳動的主要特點、 應(yīng)用場合和分類 四種帶傳動的受力分析及其計算公式 歐拉公式的應(yīng)用： 能計算緊邊， 松邊和最大有效拉力影響最大有效拉力的 3 個因素；應(yīng)力分析： 帶內(nèi)應(yīng)力的組成、 應(yīng)力分布帶傳動的彈性滑動和打滑；帶傳動設(shè)計時， 主要參數(shù)的選擇方法。本章內(nèi)容： 、特點：構(gòu)造簡潔、傳動平穩(wěn)、造價低廉以及緩沖減振，承載力量小，用于遠距離傳動， 屬于摩擦傳動。 摩擦式帶傳

25、動有彈性滑動和打滑的現(xiàn)象， 傳動比不穩(wěn)定。二、 帶傳動與傳動帶的類型三、 帶傳開工作狀況分析 、 帶傳動的受力分析： 為使帶傳動到達工作狀態(tài)， 必需在安裝時使傳動帶以肯定的預(yù)緊力 F0 套緊在兩帶輪上。 當帶傳動以工作時， 下方的帶被拉緊， 稱緊邊， 受緊邊拉力 F1； 上方的帶被放松， 稱松邊， 受松邊拉力 F2。、假設(shè)設(shè)帶的總長度不變， 則有：F1F0F0F2；F1F22F0；驅(qū)動帶傳動的力是摩擦力 Ff， 也就是帶傳動的有效拉力 Fe。以主動輪一端的帶為分別， 有：FeFfF1F2；因此有： F1F0Fe2F2F0Fe2有效拉力 Fe 又取決于傳遞的功率 P 和帶速 v， 即： Fe10

26、00P/v帶傳動的最大有效拉力 Fec 由歐拉公式確定 即處于臨界狀態(tài)下的拉力 ：即：帶傳動的最大有效拉力 Fec 與預(yù)緊力 F0、包角、摩擦系數(shù)f 成正比。記住公式8-38-48-5和8-6及其應(yīng)用場合。. 帶傳動的應(yīng)力分析1 拉應(yīng)力緊邊拉力1F F 2F ef 1 (8-6) FFec0 ef 11eec f 18 - 6 - 1 F2AF松邊拉力qv2Aqv2Av 越大， 帶往外甩得越厲害。2Eyb1dd12Eyb2Eyb1dd12Eyb2dd2總結(jié)：)為把握帶中彎曲應(yīng)力， 必需限制小帶輪的最小基準直徑。max1c)帶受變應(yīng)力，最大應(yīng)力， 作用位置：帶的緊邊max1c帶輪處。)帶受最小應(yīng)

27、力發(fā)生在： min2c 松邊。 帶傳動的彈性滑動與打滑：帶傳動在工作時，由于帶所受的拉力是變化的，因此帶受力后其彈性變形也是變化的。帶傳動中帶的彈性變形導(dǎo)致了帶與帶輪之間有肯定的相對速度，相對速度的存在說明帶與帶輪間有相對滑動 局部滑動，即彈性滑動。由于彈性滑動的存在導(dǎo)致：從動輪的圓周速度 v2主動輪的圓周速度 v1，速度的降低量可用滑動率來表示。假設(shè)帶的工作載荷進一步加大,有效圓周力到達臨界值 Fec,則帶與帶輪間會發(fā)生顯著的相對滑動 全面滑動 ， 即產(chǎn)生打滑。打滑將使帶的磨損加劇， 從動輪轉(zhuǎn)速急速降低，以至使帶傳動失效， 這種狀況應(yīng)當避開。四、 帶傳動的設(shè)計計算V 帶傳動的設(shè)計準則帶傳動的

28、主要失效形式是打滑和傳動帶的疲乏破壞。帶傳動的設(shè)計準則： 在保證帶傳動不打滑的條件下， 具有肯定的疲乏強度和壽命。 單根 V 帶的根本額定功率帶傳動的承載力量取決于傳動帶的材質(zhì)、構(gòu)造、長度， 帶傳動的轉(zhuǎn)速、包角和載荷特性等因素。單根 V 帶的根本額定功率 P0是依據(jù)特定的試驗和分析確定的， 是 V 帶傳動設(shè)計的主要依據(jù)。 試驗條件： 包角 180 、 特定長度、 平穩(wěn)的工作載荷。V 帶傳動的設(shè)計設(shè)計 V 帶傳動的原始數(shù)據(jù)為： 功率 P， 轉(zhuǎn)速 n1、n2 或傳動比 i ， 傳動位置要求及工作條件等。設(shè)計內(nèi)容： 確定帶的類型和截型、 長度 L、 根數(shù) Z、 傳動中心距 a、 帶輪基準直徑及構(gòu)造尺

29、寸等。由于單根 V 帶根本額定功率 P0 是在特定條件下經(jīng)試驗獲得的， 因此， 在針對某一具體條件進展帶傳動設(shè)計時， 應(yīng)依據(jù)這一具體的條件對所選定的 V 帶的根本額定功率 P0 進展修正，以滿足設(shè)計要求。設(shè)計參數(shù)如何選取？ 帶傳動應(yīng)布置在高速級還是低速級？ 為什么？由于： PF V 為定值， 帶承載小。第九章 鏈傳動要求： 鏈傳動與帶傳動、齒輪傳動相比較的優(yōu)點、缺點； 鏈傳動的主要參數(shù) 鏈節(jié)距p； 鏈輪齒數(shù)、 鏈節(jié)數(shù)、 中心距的選擇原則；內(nèi)容：.鏈傳動的特點優(yōu)點： 與帶傳動相比： 鏈傳動的平均傳動比準確， 傳動效率較高， 壓軸力較??； 能在溫度較高、有油污等惡劣的環(huán)境條件下工作。與齒輪傳動相比

30、：鏈傳動的制造和安裝精度要求較低， 本錢低廉， 中心距較大時傳動構(gòu)造簡潔。缺點： 瞬時傳動比不恒定， 傳動平穩(wěn)性較差， 工作中有肯定的沖擊和噪聲；不宜在急速變載和變向的傳動中應(yīng)用。.類型： 傳動鏈、 輸送鏈、 起重鏈.構(gòu)造特點：外鏈板與銷軸、內(nèi)鏈板與套筒是過盈協(xié)作銷軸與套筒、套筒與滾子是間隙協(xié)作 滾子鏈的標記：08A -286 GB1243.1-83鏈號排數(shù)鏈節(jié)數(shù)標準編號 鏈傳動的多邊形效應(yīng)當主動鏈輪勻速轉(zhuǎn)動時， 鏈的瞬時運動狀況如下v R cos鏈的瞬時前進分速度1x11v1v1y R sin111R cos1鏈傳動的瞬時傳動比i5 2cosR21R鏈在鏈輪上形成多邊形， 使鏈傳動產(chǎn)生周期性

31、速度波動 鏈傳動的多邊形效應(yīng)。降低鏈傳動速度不均勻性的措施？鏈傳動為什么布置在低速級？由于： V 大， 則速度不均勻性大， 附加動載荷就大 滾子鏈的齒數(shù)和傳動比P177Z1 過小則速度波動大， 動載荷大， 鏈輪磨損快，圓周力大； Z2 過大則鏈輪尺寸大， 質(zhì)量大， 易脫鏈； 鏈輪齒數(shù)的范圍： 17Z120小鏈輪齒數(shù)的推舉范圍：一般鏈傳動的傳動比 i6，推舉承受i23.5鏈節(jié)數(shù) Lp 應(yīng)取偶數(shù)， 鏈輪齒數(shù) Z1 一般取與鏈節(jié)數(shù) Lp 互質(zhì)的奇數(shù). 鏈傳動的中心距和鏈節(jié)數(shù) 了解， P179中心距過小則鏈壽命短， 小鏈輪包角小， 輪齒受力大；中心距過大則鏈的垂度過大， 易抖動； 一般中心距 a305

32、0p；鏈條節(jié)距 p 大， 則承載力量大， 但速度波動大， 振動和噪聲嚴峻。8 鏈傳動的布置和張緊第十章 齒輪傳動要求：?齒輪傳動的特點、 應(yīng)用場合；?齒輪傳動的五種失效形式：發(fā)生位置、 主要失效形式?齒輪傳動的計算 設(shè)計 準則；?齒輪傳動的載荷系數(shù) KAKvKaKb 的含義；直齒輪強度計算公式 不要求記憶公式 中， 各主要參數(shù)對強度有何影響？直齒輪的許用應(yīng)力； 把握直齒輪、 斜齒輪和直齒錐齒輪的受力分析：旋向推斷， FaFrFt 的方向推斷及各個齒輪的轉(zhuǎn)動方向推斷。齒輪設(shè)計的參數(shù)選擇取計算值？ 圓整？ 標準值？ 、 齒輪傳動的特點和分類P186優(yōu)點： 傳遞功率和轉(zhuǎn)速適用范圍廣； 具有穩(wěn)定的傳動

33、比； 效率高、 構(gòu)造緊湊。缺點： 制造本錢較高； 精度低時， 噪聲和振動較大； 不宜用于軸間距離較大的傳動。齒輪傳動的分類閉式傳動： 封閉在箱體內(nèi)， 潤滑條件好開式傳動： 外露， 潤滑較差， 易磨損半開式傳動： 介于上兩者之間, 有簡潔防護罩二、 齒輪傳動的主要失效形式主要是輪齒的失效： 輪齒折斷： 齒根彎曲疲乏折斷； 過載折斷； 磨損嚴峻時輪齒折斷。齒寬較小的直齒輪， 載荷沿齒寬分布較均勻， 發(fā)生全齒折斷；齒寬較大的直齒輪和斜齒輪發(fā)生輪齒局部折斷。齒面磨損：當嚙合齒面間落入灰塵或硬質(zhì)顆粒時，齒面即被漸漸磨損而致報廢， 稱為磨粒磨損。磨粒磨損，是開式齒輪傳動的主要失效形式之一。. 點蝕： 在潤

34、滑良好的閉式齒輪中， 常見的齒面失效形式多為點蝕。齒面點蝕是閉式齒輪主要的失效形式。點蝕一般先發(fā)生在靠近節(jié)線的齒根局部，應(yīng)為此處的兩齒面的相對滑動速度較小，承受的載荷較大， 壓力油膜不易形成。 膠合： 高速重載的齒輪傳動， 由于齒面間壓力大， 瞬間溫度高， 潤滑效果差， 相嚙合的兩齒面會發(fā)生粘連現(xiàn)象，齒面沿相對滑動方向形成傷痕而失效。低速重載的重型齒輪傳動， 由于齒面間的油膜遭到破壞， 也會發(fā)生膠合失效。 塑性變形： 由于在過大的應(yīng)力作用下， 輪齒材料處于屈服狀態(tài)而產(chǎn)生的齒面或齒體塑性流淌所形成的。塑性變形一般發(fā)生在硬度低的齒輪上； 但在重載作用下， 硬度高的齒輪上也會消滅。 主動輪上的塑性變

35、形為下凹， 從動輪上的塑性變形為凸起。三、 齒輪傳動的計算載荷載荷系數(shù)K K K K KAvKA 工作狀況系數(shù): 反映原動機和工作機的性能對輪齒所受實際載荷大小的影響Kv 動載系數(shù)： 反映齒輪因制造誤差、彈性變形而引起的動載荷的影響。 對齒輪輪頂進展修緣可以減小動載荷K4K 齒間載荷安排系數(shù)： 考慮 2 對齒之間載荷安排不均勻。 齒向載荷分布系數(shù)：考慮因軸上齒輪偏斜而使作用在齒面上的載荷沿著接觸線分布不均勻而引入的系數(shù)。提高齒輪的制造和安裝精度和軸承和箱體的剛度可以減小。采用鼓形齒可減小。四、 齒輪傳動的設(shè)計準則對一般工況下的齒輪傳動， 其設(shè)計準則：保證足夠的彎曲疲乏強度，以免發(fā)生齒根疲乏折斷

36、；保證足夠的齒面接觸疲乏強度，以免發(fā)生齒面點蝕。對高速重載齒輪傳動，除以上兩設(shè)計準則外， 還應(yīng)按齒面抗膠合力量的準則進展設(shè)計。五、 齒輪的材料及其選擇原則金屬軟齒面齒輪傳動，兩齒輪的硬度是否應(yīng)有肯定的硬度差？ 為什么？ 大、小齒輪的哪一個硬度高一些？六、 直齒圓柱齒輪的受力分析和強度計算1 、 直齒圓柱齒輪的受力分析 以小齒輪為對象， 不考慮摩擦Ft12T1d11力的大小，F(xiàn)t12T1d1圓周力徑向力 F F tgt1 功率 kW 轉(zhuǎn)速 r/min ( 2 ) 力的方向圓周力： 主動輪上與轉(zhuǎn)向相反；從動輪上與轉(zhuǎn)向一樣徑向力： 指向各自的輪心； 主、 從動輪上各對應(yīng)力大小相等、 方向相反2 .

37、強度計算1齒面接觸疲乏強度條件公式：齒面接觸疲乏強度條件校核式：2KT1 u1ZH設(shè)計式： d3uHEd12齒根彎曲疲乏強度條件引入齒形系數(shù)考慮齒廓外形的影響；引入應(yīng)力校正系數(shù)考慮壓應(yīng)力和切應(yīng)力的影響。校核式：2KTYYFa1FsaFm3z2d1設(shè)計式：) 爭辯：接觸應(yīng)力與許用接觸應(yīng)力： 應(yīng)力是零件受力而產(chǎn)生的。 強度是由零件的材料與構(gòu)造所形成的固有特性， 一般表示為H/H。接觸應(yīng)力：許用接觸應(yīng)力：般不相等設(shè)計時應(yīng)為兩者中的小值。彎曲應(yīng)力與彎曲強度 彎曲應(yīng)力：YFaYFa1 a1YF1YFa2 a2YF2七、 斜齒輪傳動的受力分析圓周力 同直齒輪 ， 許用彎曲應(yīng)力也不肯定相等， 強度校核和設(shè)計

38、應(yīng)當時較大的代入公式。主動輪上與轉(zhuǎn)向相反 從動輪上與轉(zhuǎn)向一樣徑向力： 指向各自的輪心軸向力： 主動輪用左右手法則判定；左旋齒輪用左手法則右旋齒輪用右手法則彎曲四指為轉(zhuǎn)動方向、大拇指為方向注： 左右手定則只能用于主動輪的軸向力的推斷。主、 從動輪上各對應(yīng)力大小相等、 方向相反八、 圓錐齒輪傳動的受力分析主、 從動輪上力的關(guān)系力的方向圓周力：主動輪上與轉(zhuǎn)向相反從動輪上與轉(zhuǎn)向一樣徑向力：和指向各自的輪心軸向力：斷。和始終由錐齒小端指向大端。把握齒輪的旋向分析、受力方向的判第十一章蝸桿傳動要求： 蝸桿傳動特點、 應(yīng)用場合；蝸桿傳動的材料、 失效形式和設(shè)計 計算 準則；圓柱蝸桿傳動的根本參數(shù)；蝸桿傳動的

39、受力分析： 旋向推斷， FaFr 和 Ft 的推斷。 齒輪、 蝸桿組成的傳動系統(tǒng)的旋向、 力的分析推斷； 會計算蝸桿傳動的效率和轉(zhuǎn)矩 T， 會推斷自鎖？ 特點和類型 特點從運動關(guān)系看， 蝸桿傳動相當于螺母與螺桿傳動(1) 傳動比大i = 1080，最大可達 1400) 傳動平穩(wěn)) 有自鎖性( 蝸桿升角 80)：輪齒彎曲強度動和膠合條件FF生在蝸輪上)設(shè)計準則把握溫升： 熱平衡計算把握折斷：開式生在蝸輪上)設(shè)計準則把握溫升： 熱平衡計算把握折斷：開式輪齒折輪齒彎曲強度條件傳動斷F F) 效率 1231嚙合摩擦損耗效率；1 (0.95 0.96)123tg v軸承摩檫損耗效率；濺油損耗效率1自鎖條

40、件蝸桿升角 當量摩擦角 v會計算蝸桿的效率、 自鎖和轉(zhuǎn)矩。第十二章滑動軸承要求： 滑動軸承的分類： 滑動軸承的構(gòu)造：徑向滑動軸承： 整體式、 對開式 剖分式 止推 推力 滑動軸承： 空心式、單環(huán)式和多環(huán)式液體動壓潤滑的油楔承載機理；實現(xiàn)流體動壓潤滑的三個條件： P290內(nèi)容： 、 特點 、 壽命長， 宜于高速； 、 具有對開式 剖分式 構(gòu)造， 安裝便利； 、 耐沖擊、 振動： 吸附膜作用； 、 運轉(zhuǎn)精度高； 、 構(gòu)造簡潔； 、 承載力量高。二 、流 體動壓油膜的形成條件油膜承 載 產(chǎn)生流體動壓 條P290成“ 收斂形間隙 ”； 有足夠的相對滑動速度v速度 v 方向： 必需由大斷指向小端； 潤滑

41、油有肯定粘度 足夠充分的供油 不能貧油 。三、 徑向滑動軸承的構(gòu)造型式：整體式： 主要優(yōu)缺點對開式： 主要優(yōu)缺點：第十三章滾動軸承要求： 滾動軸承根本構(gòu)造 組成 ：滾動軸承的主要類型和代號： 13567N 型和滾針軸承 NA 型 不能承受軸向力， 不能限制軸向位移， 主要承受徑向力各種滾動軸承的承載特性： 承受徑向力或軸向力？滾動軸承元件上的應(yīng)力循環(huán)特性、 主要失效形式；把握滾動軸承的壽命校核計算 設(shè)計計算把握正裝和反裝時， 角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的軸向力計算及壽命校核計算。滾動軸承的組合構(gòu)造設(shè)計：軸承的配置 軸系的軸向固定形式 。 滾動軸承的軸向緊固。內(nèi)容：、概述滾動軸承的構(gòu)成： 內(nèi)圈、

42、 外圈、 滾動體、 保持架等滾動軸承的特點： 旋轉(zhuǎn)精度高、 啟動力矩小、 是標準件， 選用便利。按所承受外載荷方向不同分類： 向心軸承、 推力軸承、 向心推力軸承滾動軸承的類型代號前置代號根本代號前置代號根本代號后置代號五四三二一內(nèi)密保特公游多其軸承的分 部件代號尺寸系部封持殊差隙軸它列代號結(jié)與架軸等代承代類寬類寬直內(nèi)型度徑徑代系系代號列代號列代號號構(gòu)防及承級號配號代塵其材代置號結(jié)材料號代構(gòu)料代號代代號號號內(nèi)徑代號 ：內(nèi) 徑代號 5 =內(nèi)徑 特別狀況 ：d10 12 15 17 代號為： 00 01 02 03尺寸系列代號： 用于表達一樣內(nèi)徑但外徑和寬度不同的軸承。 外徑系列代號： 特輕( 0

43、 , 1 ),輕( 234 ) 寬度系列代號： 一般正常寬度為“ 0 ” , 通常不標注。但對圓錐滾子軸承( 3 類) 和調(diào)心滾子軸承( 2 類) 不能省略“ 0類型代號： 參見類型表, 應(yīng)記住常用的軸承代號： 13567N 五類公差等級代號: 公差分 2 4 5 66x) 0 級, 共五個級別高級低級以/P2 /P4 /P5 /P6(/P6x)為代號, 0 級不標注二、 滾動軸承類型選擇應(yīng)留意的問題:1 、 承受載荷狀況方向： 向心軸承用于受徑向力； 推力軸承用于受軸向力； 向心推力軸承用于承受徑向力和周向力聯(lián)合作用； 各類軸承的承載特點：深溝球軸承能夠承受徑向載荷和不大的雙向軸向載荷； 單

44、列 角接觸球軸承和圓錐滾子軸承能能夠承受徑向載荷和較大的單向軸向載荷； 單列推力球軸承能夠承受單向軸向載荷， 不能承受徑向載荷；圓柱滾子軸承能夠承受很大的徑向載荷， 不能承受軸向載荷。大?。?滾子軸承或尺寸系列較大的軸承能承受較大載荷；球軸承或尺寸系列較小的軸承則反之。2 、 尺寸的限制當對軸承的徑向尺寸嚴格限制時， 可選用滾針軸承；3、轉(zhuǎn)速的限制球軸承和輕系列的軸承能適應(yīng)更高的轉(zhuǎn)速，滾子軸承和重系列的軸承則反之；推力軸承的極限轉(zhuǎn)速很低。4、調(diào)心性要求調(diào)心球軸承和調(diào)心滾子軸承均能滿足肯定的調(diào)心要求。三、軸承壽命的計算滾動軸承的壽命是指軸承的滾動體或套圈首次消滅點蝕之前， 軸承的轉(zhuǎn)數(shù)或相應(yīng)的運轉(zhuǎn)小時數(shù)。 明顯， 通常談的“ 滾動軸承壽命” 是指滾動軸承的疲乏壽命。根本額定壽命： 具有 90 牢靠度的軸承壽命， 用 L10 表示。Lf CPLf CPt106轉(zhuǎn)10根本額定壽命計算式為：或 L106 f60nC h 小時hL10 為以轉(zhuǎn)數(shù)計的滾動軸承根本額定壽命Lh 為以小時計的滾動軸承根本額定壽命PC 為滾動軸承的根本額定動載荷 單位： NP 為滾動軸承的當量額定動載荷 單位： Nn 為滾動軸承的工作轉(zhuǎn)速 單位： r/min)為計算指數(shù)， 對于球軸承， 3 ； 對于滾子軸承， 10/3軸承的當量動