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（2030）CH5，CH10、CH11四、計算題：23小題，（2430） CH5，CH8，CH10，CH11，CH13 五、改錯題：1012（CH15 軸系改錯為主）注：設計題目除主要設計參數如何選取？主要設計參數是取標準值、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：載荷與應力的性質； 穩定變應力的分類； 變應力的循環特性r的判斷； 材料的疲勞曲線：N0、r，KN系數， 有限壽命區和無限壽命區。單向應力狀態下零件的疲勞壽命： 當工作應力按照 rc， mc， minC規律增長時，零件的極限應力點和

2、失效形式。 本章內容：基本知識點1載荷和應力(1)、載荷載荷根據其性質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：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或轉矩T)進行修正而得到的近似載荷。(2)應力載荷作用在零件上將產生應力。根據其性質可分為：靜應力：不隨時間而變或隨時間緩慢變化的應力；變應力：不斷地隨時間而變的應力。大多數機械零部件都是處于變

3、應力狀態下工作的。2、靜應力作用下的強度問題(§2-6機械零件的設計準則)靜應力作用下的機械零件強度約束條件有兩種方式：(1)、危險剖面處的計算應力(、)不超過許用應力(、) 或 (2)、危險剖面處的計算安全系數S 不應小于許用安全系數S，即： 或 式中：為極限正應力； 為極限剪切應力；對于塑性材料：主要失效形式是塑性變形，取其屈服極限(、)作為極限應力，即，；對于脆性材料：主要失效形式是脆性破壞，取其強度極限(、)作為極限應力，即，。3、變應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生變應力。在靜載荷F作用下，轉動心軸上的a點所受的應力就是一個對稱循環的變應力。（1）、

4、變應力的種類及特點變應力可分為三類：穩定循環變應力：應力變化周期、應力幅和平均應力均不隨時間而變者；不（非）穩定循環變應力：應力變化周期、應力幅或平均應力之一隨時間而變者；隨機變應力：應力變化不呈周期性而帶偶然性者。要求掌握穩定循環變應力：非對稱循環變應力、脈動循環變應力、對稱循環變應力。 穩定循環變應力的主要參數：應力變化周期T、應力幅、平均應力、循環特征r、絕對值最大應力和絕對值最小應力。各參數之間具有下面的關系：；對稱循環變應力：，r1；脈動循環變應力：，r0；靜應力：，r1。非對稱循環變應力：1r1 且r1、0、1r的變化范圍：1r1例題：設有一零件受變應力作用，已知變應力的平均應力1

5、89Mpa，應力幅為129Mpa，試求該變應力的循環特征r。解：最大應力為：189129318 Mpa，最小應力為：18912960 MPa，循環特征為：60/3180.1887靜應力作用下：極限應力（、）主要與材料的性能有關。變應力作用下：其極限應力除了與材料的性能有關外，還與應力的循環特征r、應力循環次數N、應力集中、零件的表面情況和零件的尺寸大小等有關。（2）變應力時的極限應力：（P22，材料的疲勞曲線）也稱材料的疲勞極限(或持久極限)，是當循環特征為r時，試件受"無數"次應力循環而不發生疲勞斷裂的最大應力值。循環次數不同，疲勞極限不同；循環特征不同，疲勞極限也不同。

6、材料的疲勞特性曲線與方程的意義？ 持久疲勞極限(r為對應的應力循環特征)。N0的意義？ 循環基數(NN0時,曲線趨于水平)。有限壽命設計與無限壽命設計含義？NN0：有限壽命；,N：無限壽命。的意義？ 不同循環特征r下的不同應力（3）考慮應力集中、絕對尺寸、表面狀態、強化處理時的疲勞極限應力 （即零件的疲勞極限應力）應力集中：在零件剖面幾何形狀突變處，局部應力要遠遠大于名義應力的現象。應力集中越厲害，疲勞極限越低。零件剖面的絕對尺寸越大，其疲勞極限越低。這主要是因為尺寸大時，材料晶粒粗，出現缺陷的概率多和機加工后表面冷作硬化層相對較薄。此外，零件的表面質量也會對疲勞極限產生影響。零件表面越光滑或

7、經過強化處理(如噴丸、表面熱處理、表面化學處理等)，零件的疲勞強度越高。上述四個參數用綜合影響系數（K）D （或K）表示4掌握單向穩定變應力下零件疲勞強度計算方法。（r=C sm=C smin=C）P26圖3-5，3-6和P27圖3-7，3-8。能繪制簡化的零件疲勞極限應力圖。能根據工作應力點M和應力增長規律找到極限點M，并能判斷失效形式？不要求計算安全系數s，不要求查系數，5零件的接觸強度在機械零件設計中遇到的接觸應力多為變應力，在這種情況下產生的失效屬于接觸疲勞破壞，它的特點是：零件在接觸應力的反復作用下，首先在表面或表層產生初始疲勞裂紋，然后，在滾動接觸過程中，由于潤滑油被擠進裂紋內而形

8、成高的壓力，使裂紋加速擴展，最后，使表層金屬呈小片狀剝落下來，在零件表面形成一個個小坑，這種現象稱為疲勞點蝕。疲勞點蝕常是齒輪、滾動軸承等零件的主要失效形式。零件接觸表面的綜合曲率半徑越大，接觸應力越小。第四章 摩擦磨損及潤滑本章要求：摩擦的類型及主要特點（含義）； 磨損的一般過程（三個階段）； 磨損的類型（五種）； 流體動力潤滑的形成原理； 內容：主要知識點：1、摩擦的定義和分類（P46）摩擦：兩個接觸表面作相對運動或有相對運動趨勢時，在表面間會產生抵抗相對運動的阻力的自然現象。根據摩擦副的表面潤滑狀態，摩擦可分為干摩擦、邊界摩擦、流體摩擦和混合摩擦。2磨損的定義和分類（P50）磨損：由于表

9、面的相對運動而使物體工作表面的物質不斷損失的現象。按磨損的損傷機理磨損可分為：粘著磨損、磨粒磨損、表面疲勞磨損和腐蝕磨損（和沖蝕磨損）。一個零件的磨損過程大體可分為三個階段：磨合磨損階段、穩定磨損階段及劇烈磨損階段。 4、流體動力潤滑的形成原理與三個條件（與滑動軸承結合）第五章 螺紋聯接本章要求：螺紋的主要類型及應用場合； 螺紋聯接的四種基本類型及應用場合； 螺栓聯接預緊的目的和防松方法（三種）； 單個螺栓聯接的受力分析： 螺栓桿受什么力單個螺栓聯接強度計算公式的應用場合； 螺栓組聯接的結構設計和受力分析： 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，掌握前三種受力情況的計算

10、公式，能計算出螺栓所受的最大力。 本章內容：基本知識點一螺紋1螺紋的類型和應用（P62表5-1）按螺旋線的位置分：螺紋有外螺紋與內螺紋之分，它們共同組成螺旋副。螺紋按工作性質（作用）分為聯接用螺紋和傳動用螺紋。聯接用螺紋的當量摩擦角較大，有利于實現可靠聯接；傳動用螺紋的當量摩擦角較小，有利于提高傳動的效率。2螺紋的基本參數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和配合性質的直徑； d1螺紋小徑，強度計算中作為危險截面的計算直徑； 螺紋的牙形角； n 線數，螺紋的螺旋線數目； P 螺距，螺紋相鄰兩個牙型上對應點間的軸向距離； S 導程，螺紋上任一點沿同一螺紋線轉一

11、周所移動的軸向距離,S=nP； 螺紋升角；3常用螺紋聯接螺紋：（p62表5-1）普通螺紋：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，聯接強度高，因牙細不耐磨，容易滑扣。一般聯接多用粗牙螺紋，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機構的調整螺紋用。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°，內外螺紋以錐面貼緊不易松動。與矩形螺紋相比，傳動

12、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，工作面的牙側角為 3°，非工作面的牙側角為30°，外螺紋牙根有較大的圓角,以減小應力集中。內、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接或螺旋傳動中。二、螺紋聯接的類型和標準聯接件1螺紋聯接的基本類型（P64）普通螺栓聯接被聯接件的通孔與普通螺栓的桿部之間留有一定的間隙（間隙配合）。通孔的加工精度要求較低，結構簡單，裝拆方便。應用場合：主要承受軸向載荷，被聯接件較

13、薄能鉆通孔，十分廣泛。鉸制孔用螺栓聯接（也稱配合螺栓聯接）被聯接件通孔與螺栓的桿部之間多采用基孔制 過渡配合，螺栓能精確固定被聯接件的相對位置，并能承受橫向載荷。這種聯接對孔的加工精度要求較高，應精確鉸制加工而成。螺釘聯接螺釘直接擰入被聯接件的螺紋孔中，不必用螺母，結構簡單緊湊。但當要經常拆卸時，易使螺紋孔磨損，導致被聯接件報廢，應用場合：1)其中一個聯接件很厚，不能鉆通孔2) 用于受力不大，不許經常拆卸的場合。 雙頭螺柱聯接應用場合： 、用于被聯接間件之一太厚，不能鉆通孔； 、需要經常裝拆或結構上受到限制不能采用螺栓聯接的場合。緊定螺釘聯接利用擰入零件螺紋孔中的螺釘末端頂住另一零件的表面或頂

14、入相應的凹坑中。應用場合：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、螺紋聯接的預緊與防松1螺紋聯接的預緊P68預緊的目的在于增強聯接的可靠性和緊密性。通常借助于測力矩扳手或定力矩扳手，利用控制預緊力矩的方法來控制預緊力大小。2螺紋聯接的防松（P70）螺紋聯接一般都能滿足自鎖條件，但在振動或變載荷作用下，螺紋聯接中的預緊力和摩擦力會減小或瞬時消失，導致聯接失效。為保證聯接安全可靠，設計時必須采取有效的防松措施。摩擦防松對頂螺母防松彈簧墊圈防松自鎖螺母防松機械防松六角開槽螺母防松止動墊圈防松串聯鋼絲防松四、螺紋聯接的強度計算1螺栓聯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

15、及其所受的力單個螺栓強度計算。螺栓組聯接承受的載荷類型有：受橫向載荷 受轉矩 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合作用。承受軸向載荷（包括預緊力）作用的受拉螺栓，主要失效形式是螺栓的靜力拉斷或疲勞斷裂；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；螺栓聯接強度計算的內容：分析失效形式確定設計準則；根據強度計算確定螺栓危險截面直徑； 或校核螺栓的強度。 螺栓其它部分和其它螺紋聯接件的結構尺寸，均按螺栓螺紋的公稱直徑由標準選定。2單個螺栓聯接的強度計算（P79§5-6） 要求：會分析螺栓桿的受力情況： 公式的應用場

16、合：、松螺栓聯接（普通螺栓聯接）裝配時螺母不需擰緊，故在承受工作載荷之前螺栓不受力。這種聯接應用范圍有限，主要用于拉桿、起重吊鉤等聯接方面。松螺栓聯接的強度計算主要是螺栓危險截面的拉伸強度計算，即： 、緊螺栓聯接的強度計算：、僅承受預緊力的緊螺栓聯接 普通螺栓聯接當普通螺栓聯結承受橫向載荷時，由于預緊力的作用，將在接合面間產生摩擦力來抵抗工作載荷（見下圖），假設為保證接合面不產生滑移所需要的預緊力為F0，則結合面間的摩擦力與橫向外載荷平衡的條件是：fF0KsF或F0KsFf這時，螺栓除受預緊力的拉伸而產生拉伸應力外，還受擰緊螺紋時，因螺紋摩擦力矩而產生的扭轉切應力，使螺栓處于拉伸與扭轉的復合應

17、力狀態下。因此在進行強度計算時，應綜合考慮拉伸應力和扭轉切應力的作用。在進行強度計算時可以只按拉伸強度計算，并將所受的拉力（預緊力F0）增加30%來考慮扭轉切應力的影響。這時，螺栓危險截面的強度條件可寫為：（2）承受預緊力和軸向工作載荷的緊螺栓聯接采用普通螺栓聯接 螺栓所受的總拉力F2并不等于預緊力F0和工作拉力F之和(即F2F0+F)。根據理論分析，螺栓的總拉力F2除了與預緊力F0、工作拉力F有關外，還受到螺栓剛度Cb及被聯接件剛度Cm等因素的影響。螺栓的總拉力F2并不等于預緊力F0和工作拉力F之和，而等于殘余預緊力F1與工作拉力F之和。即：F2F1F設計時，應先求出螺栓的工作拉力F，再根據

18、聯接的工作要求選取殘余預緊力F1值，然后計算螺栓的總拉力F2。求得F2值后即可進行螺栓強度計算。考慮到螺栓在總拉力F2的作用下可能需要補充擰緊，故應將總拉力F2增加30%以考慮扭轉切應力的影響。因此，螺栓危險截面的拉伸強度條件為：為了保證聯接的緊密性，以防止聯接受載后接合面出現縫隙，應使殘余預緊力F10。、承受工作剪力的緊螺栓聯接鉸制孔螺栓聯接，承受橫向載荷。利用鉸制孔用螺栓抗剪切來承受載荷的（見下圖），螺栓桿與孔壁之間無間隙，接觸表面受擠壓；在聯接接合面處，螺栓桿則受剪切。因此，應分別按擠壓及剪切強度條件計算，不考慮預緊力的影響。螺栓桿與孔壁的擠壓強度條件為螺栓桿的剪切強度條件為要求：會分析

19、螺栓桿的受力情況： 公式的應用場合： 第六章 鍵聯接（P103） 本章要求： 鍵聯接的主要類型（四種）及其主要特點；平鍵強度計算時，參數如何選取？花鍵聯接的分類和定心方式； 最大轉矩的計算公式。本章內容：鍵聯接、花鍵聯接、銷聯接和無鍵聯接是常用的軸轂聯接。這些聯接均屬于可拆聯接。一、鍵聯接（P103§6-1）、鍵聯接的分類和構造鍵是標準件，主要分為四種：平鍵、半圓鍵、楔鍵和切向鍵平鍵聯接鍵的側面是工作面。工作時，靠鍵與鍵槽的互壓傳遞扭矩。按用途，平鍵分為普通平鍵、導向平鍵和滑鍵三種。普通平鍵用于靜聯接，按結構分為圓頭的、平頭的和單圓頭的。半圓鍵聯接半圓鍵用圓鋼切制或沖壓磨制。軸上鍵槽

20、用半徑與鍵相同的盤形銑刀銑出，鍵在槽中可繞其幾何中心擺動以適應轂上鍵槽的斜度。半圓鍵用于靜聯接，鍵的側面是工作面。 楔鍵聯接楔鍵聯接的工作面是楔鍵的上下面。楔鍵的上表面有1:100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。 切向鍵聯接切向鍵由兩個斜度為1:100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。鍵在聯接中必須有一個工作面處于包含軸心線的平面之內。要傳遞雙向轉矩時，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配合偏心，在沖擊、振動或

21、重載下也易松動。應用場合：應用范圍較小，主要用于定心要求不高和低轉速的場合。鍵聯接的優點：結構簡單、緊湊、可靠、裝拆方便和成本低廉等；鍵聯接的缺點：鍵槽削弱了被聯接件的承載面積，同時引起應力集中；被聯接件不易獲得精確的定心。、平鍵聯接的強度計算（了解） 鍵的材料要有足夠的強度，B600MPa，常用45鋼； 主要失效形式為工作面被壓潰（靜聯接）和磨損（動聯接）； 設計準則為： pp和pp 靜聯接： 動聯接； 3設計步驟：按d查標準選擇b×h 按輪轂寬度選擇鍵長L 強度校核 設計參數如何選取？二、花鍵聯接花鍵聯接靠軸和轂上的縱向齒的互壓傳遞轉矩，可用于靜聯接或動聯接。、花鍵聯接的分類和構

22、造按齒形分類：矩形花鍵、漸開線花鍵。矩形花鍵聯接以內徑定心，有輕、中兩個系列。漸開線花鍵聯接是根據齒形來定心的。漸開線花鍵聯接具有承載能力大、使用壽命長、定心精度高等特點，適用于載荷大、尺寸也較大的聯接。、花鍵聯接與平鍵聯接比較齒對稱布置，使軸轂受力均勻；齒軸一體，齒槽淺，應力集中小；齒數多，總接觸面積大，壓力分布較均勻；互換性好。、花鍵聯接的設計計算（了解）花鍵聯接的設計計算與鍵聯接相似。主要失效形式有：齒面的壓潰和磨損，一般只作聯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（歐拉公式的應用） ： 能計算

23、緊邊、松邊和最大有效拉力 影響最大有效拉力的3個因素； 應力分析：帶內應力的組成、應力分布 帶傳動的彈性滑動和打滑； 帶傳動設計時，主要參數的選擇方法。 本章內容：一、特點特點：結構簡單、傳動平穩、造價低廉以及緩沖減振，承載能力小，用于遠距離傳動，屬于摩擦傳動。摩擦式帶傳動有彈性滑動和打滑的現象，傳動比不穩定。二、帶傳動與傳動帶的類型 三、帶傳動工作情況分析、 帶傳動的受力分析為使帶傳動達到工作狀態，必須在安裝時使傳動帶以一定的預緊力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。若設帶的總長度不變，則有：F1F0F0F2；

24、F1F22F0；驅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離，有：FeFfF1F2； 因此有：F1F0Fe2；F2F0Fe2；有效拉力Fe又取決于傳遞的功率P和帶速v，即：Fe1000P/v帶傳動的最大有效拉力Fec由歐拉公式確定（即處于臨界狀態下的拉力）：即：帶傳動的最大有效拉力Fec與預緊力F0、包角、摩擦系數 f 成正比。記住公式（8-3）、（8-4）、（8-5）和（8-6）及其應用場合。2.帶傳動的應力分析（1）拉應力緊邊拉力 松邊拉力 （2）離心拉應力 v越大，帶往外甩得越厲害。（3）彎曲應力 小帶輪處 大帶輪處 總結：1) 為控制帶中彎曲應力，必須

25、限制小帶輪的最小基準直徑。2) 帶受變應力，最大應力，作用位置：帶的緊邊開始繞上小帶輪處。 帶受最小應力發生在：松邊。3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致了帶與帶輪之間有一定的相對速度，相對速度的存在表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。若帶的工作載荷進一步加大,有效圓周力達到臨界值Fec,則帶與帶輪間會發生顯著的相對滑動（全面滑動），即產生打滑。打滑將使帶的磨損加劇，從動輪轉速急速降低，以至使帶傳

26、動失效，這種情況應當避免。四、帶傳動的設計計算1V帶傳動的設計準則帶傳動的主要失效形式是打滑和傳動帶的疲勞破壞。帶傳動的設計準則：在保證帶傳動不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。2單根V帶的基本額定功率帶傳動的承載能力取決于傳動帶的材質、結構、長度，帶傳動的轉速、包角和載荷特性等因素。單根V帶的基本額定功率P0是根據特定的實驗和分析確定的，是V帶傳動設計的主要依據。實驗條件：包角180°、特定長度、平穩的工作載荷。3V帶傳動的設計設計V帶傳動的原始數據為：功率P，轉速n1、n2（或傳動比i），傳動位置要求及工作條件等。設計內容：確定帶的類型和截型、長度L、根數Z、傳動中心距a、

27、帶輪基準直徑及結構尺寸等。由于單根V帶基本額定功率P0是在特定條件下經實驗獲得的，因此，在針對某一具體條件進行帶傳動設計時，應根據這一具體的條件對所選定的V帶的基本額定功率P0進行修正，以滿足設計要求。設計參數如何選取？帶傳動應布置在高速級還是低速級？為什么？因為：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點、缺點； 鏈傳動的主要參數鏈節距p； 鏈輪齒數、鏈節數、中心距的選擇原則； 內容：1. 鏈傳動的特點優點：與帶傳動相比：鏈傳動的平均傳動比準確，傳動效率較高，壓軸力較小；能在溫度較高、有油污等惡劣的環境條件下工作。與齒輪傳動相比：鏈傳動的制造和安裝精

28、度要求較低，成本低廉，中心距較大時傳動結構簡單。缺點：瞬時傳動比不恒定，傳動平穩性較差，工作中有一定的沖擊和噪聲；不宜在急速變載和變向的傳動中應用。2. 類型：傳動鏈、輸送鏈、起重鏈3. 結構特點：外鏈板與銷軸、內鏈板與套筒是過盈配合銷軸與套筒、套筒與滾子是間隙配合4滾子鏈的標記：08A - 2×86 GB1243.1-83鏈號 排數鏈節數標準編號5鏈傳動的多邊形效應當主動鏈輪勻速轉動時，鏈的瞬時運動情況如下鏈的瞬時前進分速度 鏈的瞬時上下運動分速度鏈傳動的瞬時傳動比 鏈在鏈輪上形成多邊形，使鏈傳動產生周期性速度波動鏈傳動的多邊形效應。降低鏈傳動速度不均勻性的措施？鏈傳動為什么布置在

29、低速級？因為：V大，則速度不均勻性大，附加動載荷就大6滾子鏈的齒數和傳動比（P177）Z1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，質量大，易脫鏈；鏈輪齒數的范圍：17Z120小鏈輪齒數的推薦范圍一般鏈傳動的傳動比i6，推薦采用 i23.5 鏈輪齒數和鏈節數如何選取？ 鏈節數Lp應取偶數，鏈輪齒數Z1一般取與鏈節數Lp互質的奇數7.鏈傳動的中心距和鏈節數（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，易顫動；一般中心距a=(3050)p；鏈條節距p大，則承載能力大，但速度波動大，振動和噪聲嚴重。8鏈傳動的布置和張緊第十章

30、 齒輪傳動要求： 齒輪傳動的特點、應用場合； 齒輪傳動的五種失效形式： 發生位置、主要失效形式 齒輪傳動的計算（設計）準則； 齒輪傳動的載荷系數KA、Kv、Ka、Kb的含義； 直齒輪強度計算公式（不要求記憶公式）中，各主要參數對強度有何影響？ 直齒輪的許用應力；掌握直齒輪、斜齒輪和直齒錐齒輪的受力分析： 旋向判斷，Fa、Fr、Ft的方向判斷及各個齒輪的轉動方向判斷。 齒輪設計的參數選擇 取計算值？圓整？標準值？ 內容：一、齒輪傳動的特點和分類（P186）優點：傳遞功率和轉速適用范圍廣；具有穩定的傳動比；效率高、結構緊湊。缺點：制造成本較高；精度低時，噪聲和振動較大；不宜用于軸間距離較大的傳動。

31、齒輪傳動的分類閉式傳動：封閉在箱體內，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,有簡單防護罩二、齒輪傳動的主要失效形式主要是輪齒的失效：1輪齒折斷：齒根彎曲疲勞折斷；過載折斷；磨損嚴重時輪齒折斷。齒寬較小的直齒輪，載荷沿齒寬分布較均勻，發生全齒折斷；齒寬較大的直齒輪和斜齒輪發生輪齒局部折斷。2齒面磨損：當嚙合齒面間落入灰塵或硬質顆粒時，齒面即被逐漸磨損而致報廢，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。 4. 點蝕：在潤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。點蝕一般先發生在靠近節線的齒根部分，應為此處的兩

32、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。4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生粘連現象，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，也會發生膠合失效。 5塑性變形：由于在過大的應力作用下，輪齒材料處于屈服狀態而產生的齒面或齒體塑性流動所形成的。塑性變形一般發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出現。主動輪上的塑性變形為下凹，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1KA工作情況系數: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2Kv動載系數：反

33、映齒輪因制造誤差、彈性變形而引起的動載荷的影響。對齒輪輪頂進行修緣可以減小動載荷3Kaa齒間載荷分配系數：考慮2對齒之間載荷分配不均勻。4、Kbb齒向載荷分布系數：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。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、齒輪傳動的設計準則對一般工況下的齒輪傳動，其設計準則：保證足夠的彎曲疲勞強度，以免發生齒根疲勞折斷；保證足夠的齒面接觸疲勞強度，以免發生齒面點蝕。對高速重載齒輪傳動，除以上兩設計準則外，還應按齒面抗膠合能力的準則進行設計。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

34、有一定的硬度差？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（1） 力的大小，將法向力在節點 C 處分解為：圓周力徑向力功率kW 轉速r/min(2) 力的方向圓周力主動輪上與轉向相反從動輪上與轉向相同徑向力：指向各自的輪心主、從動輪上各對應力大小相等、方向相反2. 強度計算（1）齒面接觸疲勞強度條件 公式： 齒面接觸疲勞強度條件校核式： 設計式：（2） 齒根彎曲疲勞強度條件 引入齒形系數 考慮齒廓形狀的影響；引入應力校正系數 考慮壓應力和切應力的影響。校核式： 設計式：(3) 討論：l 接觸應力與許用接觸應力：

35、應力是零件受力而產生的。強度是由零件的材料與結構所形成的固有特性，一般表示為H/H。接觸應力：許用接觸應力：一般不相等  設計時應為兩者中的小值。l 彎曲應力與彎曲強度彎曲應力：，許用彎曲應力也不一定相等，強度校核和設計應該時應分別對大、小齒輪進行計算。 設計時應將其兩個比值： 較大的代入公式。七、斜齒輪傳動的受力分析圓周力（同直齒輪）： 主動輪上與轉向相反從動輪上與轉向相同徑向力：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判斷。主、從動輪上各對應力大小相等、方向相反八、圓錐

36、齒輪傳動的受力分析主、從動輪上力的關系    力的方向圓周力：主動輪上 與轉向相反從動輪上 與轉向相同徑向力：和指向各自的輪心軸向力：和始終由錐齒小端 指向大端掌握齒輪的旋向分析、受力方向的判斷。第十一章 蝸桿傳動要求：蝸桿傳動特點、應用場合； 蝸桿傳動的材料、失效形式和設計（計算）準則； 圓柱蝸桿傳動的基本參數； 蝸桿傳動的受力分析： 旋向判斷，Fa、Fr和Ft的判斷。 齒輪、蝸桿組成的傳動系統的旋向、力的分析判斷； 會計算蝸桿傳動的效率和轉矩T，會判斷自鎖？ 內容：一、 特點和類型1特點 從運動關系看，蝸桿傳動相當于螺母與螺桿傳動(1) 傳動比大 i = 1080，最大

37、可達1400(2) 傳動平穩(3) 有自鎖性 ( 蝸桿升角<當量摩擦角)(4) 摩擦發熱大、傳動效率低2類型：圓柱蝸桿傳動、環面蝸桿傳動3、普通圓柱蝸桿傳動的強度條件（1） 受力分析以蝸桿為對象 （A） 力的分解 （B） 力的關系 （C） 力的方向圓周力：蝸桿上與轉向相反；蝸輪上與轉向相同徑向力：和指向各自的輪心軸向力：蝸桿上用左右手法則判定左旋蝸桿用左手法則,右旋蝸桿用右手法則二、蝸桿傳動的失效式和設計準則失效形式(發生在蝸輪上) 設計準則閉式傳動輪齒齒面點 蝕和膠合控制點蝕和膠合：齒面接觸強度條件H H控制折斷(Z2>80)： 輪齒彎曲強度條件 FF 控制溫升：熱平衡計算開式傳

38、動輪齒折斷控制折斷：輪齒彎曲強度條件 F F 三、 蝸桿傳動的效率 (1) 效率 嚙合摩擦損耗效率；軸承摩檫損耗效率； 濺油損耗效率 總效率 （2） 自鎖條件 蝸桿升角<當量摩擦角 會計算蝸桿的效率、自鎖和轉矩。第十二章 滑動軸承要求：滑動軸承的分類：滑動軸承的結構： 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、單環式和多環式 液體動壓潤滑的油楔承載機理； 實現流體動壓潤滑的三個條件：P290 內容：一、特點、壽命長，宜于高速；、具有對開式（剖分式）結構，安裝方便；、耐沖擊、振動：吸附膜作用；、運轉精度高；、結構簡單；、承載能力高。二、流體動壓油膜的形成條件油

39、膜承載（產生流體動壓）條件：（P290）相對滑動面之間必須形成“收斂形間隙”； 有足夠的相對滑動速度v ，速度v方向：必須由大斷指向小端；潤滑油有一定粘度，有足夠充分的供油（不能貧油）。三、徑向滑動軸承的結構型式：整體式：主要優缺點對開式：主要優缺點：第十三章 滾動軸承要求：滾動軸承基本結構（組成）： 滾動軸承的主要類型和代號： （1、3、5、6、7、N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力循環特性、主要失效形式；掌握滾動軸承的壽命校核計算（設計計算），掌握正裝和反裝時，角接觸球軸承和圓錐滾

40、子軸承的軸向力計算及壽命校核計算。滾動軸承的組合結構設計： 軸承的配置（軸系的軸向固定形式）。 滾動軸承的軸向緊固。 內容：一、 概述滾動軸承的構成：內圈、外圈、滾動體、保持架等滾動軸承的特點：旋轉精度高、啟動力矩小、是標準件，選用方便。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滾動軸承的代號前置代號 基本代號 后置代號 軸承的分部件代號五四三二一內部結構代號密封與防塵結構代號保持架及其材料代號特殊軸承材料代號公差等級代號游隙代號多軸承配置代號其它代號類型代號尺寸系列代號內徑代號寬度系列代號直徑系列代號內徑代號：內徑代號×5=內徑 特殊情況：d=1

41、0121517 代號為：00010203尺寸系列代號： 用于表達相同內徑但外徑和寬度不同的軸承。外徑系列代號：特輕(0,1),輕(2),中(3),重(4)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)和調心滾子軸承(2類)不能省略“0”類型代號：參見類型表,應記住常用的軸承代號：1，3,5,6,7,N五類公差等級代號: 公差分2 4 5 6(6x) 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注意的問題:1、承受載荷情況方向：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

42、聯合作用；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。大小：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、轉速的限制球軸承和輕系列的軸承能適應更高的轉速，滾子軸承和重系列的軸承則反之；推力軸承的極限轉速很低。4、調心性要求調心球軸承和調心滾子軸承均能滿足一定的調心要求。三、軸承壽命的計算1 滾動軸

43、承的壽命是指軸承的滾動體或套圈首次出現點蝕之前，軸承的轉數或相應的運轉小時數。顯然，通常談的“滾動軸承壽命”是指滾動軸承的疲勞壽命。2 基本額定壽命：具有90可靠度的軸承壽命，用L10表示。3 基本額定動載荷：使軸承的基本額定壽命恰好為100萬轉時，軸承所能承受的載荷值，用字母C表示。4 基本額定壽命計算式為： 或（小時）L10為以轉數計的滾動軸承基本額定壽命 Lh 為以小時計的滾動軸承基本額定壽命C 為滾動軸承的基本額定動載荷（單位：N）P 為滾動軸承的當量額定動載荷（單位：N）n 為滾動軸承的工作轉速（單位：r/min)為計算指數，對于球軸承，3；對于滾子軸承，10/3。5 軸承的當量動載荷 P=fp（XFr+YFa）對于角接觸軸承：先通過派生軸向力及外加軸向載荷的計算與分析，判斷被“放松”或被