1、第六章机械零件设计和计算概论对于机械零件的主要要求是：要有足够的强度和刚度、有一定的耐磨性、无强烈的振动以及具有耐热性等。P58在选择材料时，主要应满足以下三个方面的要求。1使用方面的要求 2工艺方面的要求 3经济方面的要求P69在变应力下，零件疲劳断裂是主要的损坏形式。疲劳断裂不同于一般静止断裂，它是裂纹受反复变化应力作用下扩展到定程度后发生的。因此疲劳断裂除与应力大小有关外，还和应力循环次数(即使用寿命)有关。P73从零件的工艺性出发，对零件结构提出下面三个基本要求：1选择合理的毛坯种类 2零件的结构要简单 3规定合理的制造精度和表面粗糙度 P75第七章联接根据联接能否拆开，可把机械联接分
2、成两大类：1. 不可拆联接当拆开时必须至少要损坏联接中一个零件的联接称为不可拆联接，常见的有焊接、铆接和过盈配合联接等；2. 可拆联接需要时可以多次装拆而无须损坏任何零件的联接称为可拆联接，常见的有螺纹联接、键联接、销联接、楔联接等。细牙普通螺纹的螺距较小(图 710)，显然，螺纹深度及升角也随之减少。因此，具有细牙普通螺纹的螺栓的抗拉强度较高，联接的自锁作用也较可靠，一般适用于薄壁零件及受冲击零件的联接。但细牙螺纹不耐磨，易滑扣不宜经常装拆，所以通常广泛使用粗牙螺纹。螺栓连接 被连接件不太厚，螺杆穿过通孔与螺母配合使用。1.普通螺栓连接,装配后孔与杆间有间隙，并在工作中不许消失，结构简单，装
3、拆方便，可多个装拆，应用较广。2.绞制孔用螺栓连接,装配后无间隙，主要承受横向载荷，也可作定位用，采用基孔制配合铰制孔螺栓连接双头螺栓连接 螺杆两端无钉头，但均有螺纹，装配时一端旋入被连接件，另一端配以螺母。适于常拆卸而被连接件之一较厚,受载较大时。折装时只需拆螺母，而不将双头螺栓从被连接件中拧出。螺钉连接 适于被连接件之一较厚（上带螺纹孔） ，不需经常装拆，一端有螺钉头，不需螺母，适于受载较小情况。螺纹联接的自锁作用只有在静载荷下才是可靠的，在振动和变载荷下，会产生自动松脱的现象，因此需要采用防松装置。1利用摩擦力的防松装置它的原理是在螺纹间经常保持一定的摩擦力，且附加摩擦力尽可能不随载荷大
4、小而变化。显然，这种方法不是绝对可靠的。它的基本原理是用机械装置把螺母和螺栓联成一体，消除了它们之间相对转动的可能性，因而这种方法最为可靠。键联接是一种可拆联接，多用来联接轴和轴上的转动零件(如带轮、齿轮、飞轮、凸轮等)。由于键联接的结构简单，工作可靠及装拆方便，所以键联接获得了广泛的应用。键及其联接已经标准化了。松联接是由平键或半圆键与轴、轮毂所组成的。键的两侧面是工作面，键的上表面没有斜度，因此构成松联接。这种联接在工作前，联接中没有预紧力的作用；工作时，依靠键的两侧面与轴及轮毂上键槽侧壁的挤压来传递转矩。紧联接是由楔键与轴、轮毂组成的。键的上表面制成 1：100 的斜度，与此面相接触的轮
5、毂键槽平面也制成1：100 的斜度。装配时，将键楔紧，使键的上下两工作面与轴、轮毂的键槽工作表面压紧，而构成紧联接，即在工作前联接中有预紧力作用。键与键槽的侧壁互不接触通常先根据联接的工作要求，参照各种键的结构型式及其特点确定键的种类；随后再按照轴的直径 d 从键的标准中查得键的剖面尺寸，即键的宽度 b 和高度 h。至于键的长度 l 一般可取 15d，可比轴上零件的轮毂短些。必要时对键作强度验算。第八章带传动和链传动由于张紧，在带中产生了初拉力；在带与带轮的接触面间产生了压力。当主动轮回转时，靠接触面间的摩擦力拖动带运动，而带又同样地拖动从动轮回转。这样就把主动轴上的动力传给从动轴。因此，带传
6、动是以带作为中间挠性件而靠摩擦力来工作的。带所能传递的圆周力 F 与初拉力 F0成正比，亦随包角 。及摩擦系数 f 的增大而增大。为了保证所需的圆周力F，必须对带传动的包角 1加以限制， 1值一般不应小于 120。带是在变应力下工作的。最大应力发生在紧边进入小带轮接触处的 a 0 点，如果由于某种原因机器出现过载，则圆周力 F 不能克服从动轮上的阻力矩，带将沿轮面发生全面滑动，从动轮转速急剧降低甚至不动，这种现象称为打滑。打滑不仅使带丧失工作能力，而且使带急剧磨损发热。打滑是带传动的主要失效形式之一，因此设计带传动时，应保证带传动不发生打滑。由于带的紧边与松边拉力不等，使带的两边弹性变形不等所
7、引起带与轮面的微量相对滑动称为弹性滑动。它是带传动中所固有的物理现象，是不可避免的。弹性滑动的大小与带的紧、松边拉力差有关。带的型号一定时，带传递的圆周力愈大，弹性滑动也愈大。当外载荷所产生的圆周力大于带与小带轮接触弧上的全部摩擦力时，弹性滑动就转变为前面提到的打滑。显然，打滑是由过载引起的，是一种可以而且应尽量避免的滑动现象。带传动主要的失效形式是打滑和带的疲劳损坏。所以带传动设计的主要依据是：在保证不打滑的条件下，应使带有一定的疲劳强度或寿命。张紧装置带使用-段时间后会产生残余伸长，使带的张紧力降低，所以应设法重新把带张紧。常见的张紧装置有下面几种型式：1调节两轴中心距的张紧装置 2具有张
8、紧轮的装置链传动是由具有特殊齿廓的主动链轮、从动链轮和一条闭合的链条所组成。这种传动是以链条作中间挠性件，靠链节与链轮轮齿连续不断地啮合来传递功率的，因此它是啮合传动。链传动的优点是：可用于两轴中心距较大的传动(a max = 8m)；传动效率较高，可达 0.98；与带传动比较，它的传动比(指每一转中的平均值)能保持不变；作用在轴上的压力 F 比带传动小，F =(1.21.3)F ，(F 为有效圆周力)；结构紧凑。其缺点是：瞬时传动比不恒定，传动平稳性较差；无过载保护作用；安装精度要求较高等。过渡链节的强度较差，应尽量避免采用。尽量采用链节数为偶数。链条速度、链条的速度愈大，链条与链轮间的冲击
9、也愈大，使传动不平稳，加速了链条和链轮的失效。一般要求链速v15ms。链轮的齿数 z，小链轮的齿数 zl愈少，传动的工作情况愈差。在一般情况下，小链轮齿数可根据链速按表 8-10 选取。当必须采用较少的齿数时，也不应小于 zmin = 9。由于链条的链节数一般用偶数，故小链轮齿数选用奇数，这样可使磨损较为均匀。链节距是链传动最主要的参数。节距愈大，承载能力愈高，但传动的尺寸、速度不均匀性、附加动载荷、冲击和噪声亦增大。因此，设计链传动时，应在满足传递功率的前提下，尽量选取较小的节距。在链传动中，如果能按照推荐的润滑方式进行润滑，当速度较低时，多由于链板的疲劳断裂而失效；当速度较高时，则由于滚子
10、、套筒的冲击疲劳破坏而失效；当速度更高时，则由于销轴和套筒的胶合而失效。对于链速 v 1。显然，重合度 愈大，同时参加啮合的轮齿就愈多，传动就愈平稳，每对轮齿承担的载荷也愈小。重合度 的大小，表示同时处于啮合的轮齿对数所占的时间比例。用范成法加工齿轮时，如果齿轮的齿数太少，则切削刀具的齿顶就会切去轮齿根部的一部分，这种现象称为根切。在设计齿轮时，常采用下列方法避免根切：(1)限制小齿轮的最少齿数 为了保证不发生根切，要使所设计齿轮的齿数大于不产生根切的最少齿数。z min = 17；(2)采用变位齿轮轮齿工作表面硬度350HBS 的齿轮，一对齿轮中，若两齿轮的材料和齿面硬度相同时，因小齿轮转速
11、高，应力循环次数多，故寿命较短，为了使大、小齿轮的寿命接近，应使小齿轮的齿面硬度比大齿轮高 2550HBS。轮齿的失效形式1轮齿折断 2齿面磨粒 3齿面点蚀 4齿面胶合计算准则上面介绍了轮齿的几种失效形式，但在工程实践中，对于般用途的齿轮传动，通常只作齿根弯曲疲劳强度及齿面接触疲劳强度的计算。对闭式齿轮传动，若一对齿轮或其中一齿轮的齿面硬度为350HBS 的软齿面时，其齿面接触疲劳强度较低，故按接触疲劳强度的设计公式确定齿轮的主要尺寸，然后再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。若一对硬齿面齿轮，且齿面硬度很高时，其齿面接触疲劳强度很高，而齿根弯曲疲劳强度可能相对较低，则可按弯曲疲劳强度的设计公式确定齿
12、轮的主要尺寸，再校核其齿面疲劳强度。对开式齿轮传动，其主要失效形式是磨粒磨损和弯曲疲劳折断。因目前磨损还无法计算，故按弯曲疲劳强度计算出模数 m。考虑到磨损后轮齿变薄，一般把计算的模数 m 增大 1015，再取相近的标准值。因磨粒磨损速率远比齿面疲劳裂纹扩展速率快，即齿面疲劳裂纹还未扩展即被磨去。所以，一般开式传动不会出现疲劳点蚀，因而也无需验算接触强度。在齿根部分靠近节线处最易出现疲劳点蚀。在计算轮齿弯曲强度时，可以把轮齿看作一个悬臂梁。考虑到齿轮制造误差的影响，对于直齿圆柱齿轮通常认为只有一对轮齿传递全部载荷。齿数 z1在满足弯曲强度条件下，宜选取较大的齿数 z1，因齿数增多，则齿轮的重合
13、度大，传动平稳，摩擦损失小和制造费用低。对于齿面硬度350HBS 的闭式传动，最好取 z1 = 2040；对于开式传动及齿面硬度 350HBS 的闭式传动，为了保证轮齿具有足够的弯曲强度和减小齿轮的尺寸，宜适当减少齿数，但一般不小于 17(标准齿轮)。mn = mtcos第十章蜗杆传动蜗杆传动广泛地用于各种机械和仪器中，它具有下列优点：(1)级传动就可以得到很大的传动比，在动力传动中，一般 i = 780，在分度机构中可达 500 以上；(2)工作平稳无噪声；(3)可以自锁，这对于某些设备是很有意义的。缺点是：(1)传动效率低，自锁蜗杆传动的效率低于 50；(2)因效率低，发热大，故不适用于功
14、率过大(般不超过 100kW)长期连续工作处；(3)需要比较贵重的青铜制造蜗轮齿圈。蜗杆蜗轮的正确啮合条件是：蜗杆轴向模数 mx1，及压力角 x1，应分别等于蜗轮端面模数 mt2及压力角 t2，轴交角为 90的蜗杆传动，蜗轮分度圆螺旋角 等于蜗杆分度圆柱的导程角 ，且旋向相同，即同为右旋或左旋，常用为右旋。为了减少滚刀的规格数量，规定蜗杆分度圆直径 d1为标准值，且与模数 m 相搭配蜗杆传动的传动比 i = n1/n2 = z2/z1 d 2/d1蜗杆传动由于摩擦损失大，效率较低，因而发热量就很大。若热量不能散逸，将使润滑油的粘度降低，润滑油从啮合齿间被挤出，进而导致胶合。因此对连续工作的闭式
15、蜗杆传动进行热平衡计算是十分必要的。1.增加散热面积 A在箱壳外铸出散热片 2.提高表面传热系数 ht在蜗杆上装置风扇，或在减速器油池中装置蛇形冷却水管第十章轮系、减速器有时为了得到大传动比传动和换向传动等原因，在工作中常采用由系列互相啮合的齿轮将主动轴与从动轴联接起来的传动。这种多齿轮的传动装置称为轮系。如果轮系中所有齿轮轴线均为固定，这种轮系便称为定轴轮系轮系的总传动比等于组成该轮系的各对齿轮的传动比的连乘积，在某些定轴轮系中，常采用中间轮，即所有各轴上只有一个齿轮，其中间各轮同时与前一轮和后一轮相啮合，因此中间轮具有既是主动轮同时又是从动轮的性质，中间轮只能改变传动比的符号(即传动的回转
16、方向)，并不影响传动比的大小，这种中间轮称为惰轮。定轴轮系的用途为：1可获得大的传动比 2可连接相距较远的两轴 3可获得多种传动比的传动 4可改变从动轴的转向第十二章轴根据轴所起的作用与所承受的载荷分可分为心轴、转轴及传动轴等。只承受弯矩、不承受转矩的轴称为心轴。工作时既承受弯矩又承受转矩的轴称为转轴， 工作时主要承受转矩作用的轴称为传动轴， 轴的基本要求（1）相邻轴径的变化不宜过大为了降低轴上不同直径衔接处的应力集中，提高轴的抗疲劳能力，相邻轴径的变化不宜过大，定位轴肩和轴环的高度要适当，轴径变化处的过渡圆角应尽可能大。（2）要保证轴上零件能准确定位为了保证轴上零件能紧靠轴肩定位，轴上圆角半
17、径，应小于零件孔的倒角 C。轴各段长度由其上零件的轴向尺寸决定。为了保证传动零件的轴向定位，一般轴头长度应稍短于装在上面的轮毂的轴向长度。（3）轴上零件的固定为了保证轴上零件的正常工作，其轴向和周向都必须固定。应用公式 M=M 2+(T) 2便可以求出相应截面的当量弯矩，式中 是将扭转切应力转换成与弯曲应力变化特性相同的扭转切应力时的折合系数。轴受弯矩作用会产生弯曲变形，即在任截面的轴心线会出现挠度，而轴在支承点处会出现倾角；当轴受转矩作用时，会产生扭转变形，所以在必要时，应该进行刚度计算。第十三章轴承根据承受载荷的方向不同轴承可分为：1.向心轴承承受与轴的中心线方向相垂直的载荷；2.推力轴承
18、承受与轴的中心线方向相致的载荷。根据相对运动表面的摩擦性质轴承又可分为 1.滑动轴承 2.滚动轴承。滚动轴承由外圈 1、内圈 2、滚动体 3 和保持架 4 组成。外圈的内面和内圈的外面都制有凹槽滚道，保持架将滚动体彼此隔开，使其沿滚道均匀分布。内圈和轴颈配合，外圈和轴承座或机座配合。通常是内圈随轴颈旋转，外圈不转，也可以是外圈旋转而内圈不转。滚动轴承的代号类型3.圆锥滚子轴承这种轴承能承受径向载荷和单方向轴向载荷的联合作用，主要特点是内外圈可分离，便于装拆、调整间隙，因为滚子与套圈系线接触，所以承载能力大，但不宜单独用来承受轴向载荷。它通常成对使用，适用于中转速及低转速。5.推力球轴承所示的推
19、力球轴承(51000 型)只能承受单向的轴向载荷，而且载荷作用线必须与轴线相重合，不允许有角偏差。它的套圈与滚动体是分离的，一个套圈与轴紧配合，另一套圈与轴有 0.20.3mm 的间隙。图 1322b所示为双向推力球轴承(52000 型)，它能承受双向的轴向载荷，其中间套圈必须与轴颈紧配合。它适用于低转速和中转速的场合。6.深沟球轴承这种轴承主要承受径向载荷，也可以同时承受不太大的轴向载荷，当转速很高而轴向载荷不大时，可代替推力轴承，但是承受冲击载荷的能力差。它适用于刚性较大和转速高的轴上。7.角接触球轴承这种轴承中垂直于轴承轴心线的平面与轴承外圈传给滚动体的合力作用线之间的夹角。称为接触角(
20、公称接触角)。接触角愈大，轴承承受轴向载荷的能力就愈大。常用的接触角有 15、25、40等。它能承受径向载荷和单方向的轴向载荷的联合作用，也可承受纯轴向载荷。它的游隙可以调整。这类轴承应成对使用，适用于中转速及高转速处。主要的失效形式为疲劳点蚀、塑性变形。通常用额定动载荷表示抗疲劳点蚀的承载能力，用额定静载荷表示抗塑性变形的承载能力基本额定寿命为一百万转时，轴承所能承受的最大载荷取为基本额定动载荷，用 C 表示。即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作 106转而不发生疲劳失效，其可靠度为 90。滚动轴承润滑的主要作用为降低摩擦阻力和减少磨损、吸振、冷却、防止工作表面锈蚀，此外，还能减小工作时的
21、噪声。密封的作用为保护轴承不受外界灰尘、水分等的侵入和防止润滑剂的流出，以减少润滑剂的损耗。第十四章联轴器、离合器和制动器联轴器和离合器主要是用来联接两轴、传递运动和转矩的部件。由联轴器联接的两根轴或传动件只有当机器停车时，经过拆卸后才能把它们分开；而用离合器联接，则在机器运转中就能方便地将它们分开或接合。由于制造、安装误差或工作时的变形等原因，不可能保证被联接的两轴严格对中时，宜采用挠性联轴器。挠性联轴器能容许两联接的轴间有相对的，1）轴向位移 2）径向位移 3）角位移 4）综合位移无弹性元件挠性联轴器靠联轴器中刚性零件间的活动度来补偿轴的偏斜和位移。弹性元件挠性联轴器靠联轴器中弹性元件的变形来补偿轴的偏斜和位移。（补充）计算要的公式表 92 为“外啮合标准直齿圆柱齿轮各部分尺寸的几何关系”b= aa角接触轴承和圆锥滚子轴承轴向载荷的计算故轴承 1 上的轴向载荷 Fal应取以下两值中较大者：Fa1 = Fs2 + Fa 和 F a1 = Fs1 对轴承 2，由于外加轴向力 Fa与 Fs1反向，故轴承 2 上的轴向载荷 Fa2应取以下两值中较大者：Fa2 = Fs1 - Fa 和 F a2 = Fs2分析题 两级轮系的转向、齿轮和蜗轮蜗杆的旋向及圆周力径向力轴向力的方向
