●掌握載荷及應力的分類掌握常見的穩定循環變應力的特性參數：對稱循環脈動循環靜載荷、變載荷；靜應力、變應力第二章機械設計中的約束分析最大應力最小應力應力幅平均應力循環特征變應力的循環特性:----脈動循環變應力----對稱循環變應力-1=0+1----靜應力靜應力是變應力的特例對稱循環變應力脈動循環變應力靜應力●失效形式和設計準則失效形式類型、產生的原因；設計準則主要針對齒面疲勞點蝕和輪齒疲勞折斷●齒輪材料、熱處理方法●直齒及斜齒圓柱齒輪的受力分析輪齒螺旋線方向的判斷，各分力的對應關系及方向的判斷，特別是斜齒輪的軸向力●圓柱齒輪傳動的強度條件齒面接觸疲勞強度條件針對齒面點蝕失效，齒根彎曲疲勞強度條件針對輪齒疲勞折斷選用材料的基本要求，材料的配對，大、小齒輪齒面硬度的選擇第三章齒輪傳動設計●許用應力許用應力與材料、齒面硬度、應力循環次數有關●強度條件中的設計參數●設計步驟和方法設計計算和校核計算，數據處理（圓整或取標準值），合理選擇齒輪設計參數z、d、m、b、ψd、β等的選擇及對齒輪傳動的影響第三章齒輪傳動設計閉式傳動開式傳動—封閉在箱體內，潤滑條件好，適于重要應用。—外露，灰塵，潤滑較差，易磨損，適于低速傳動。按裝置型式分硬齒面軟齒面—齒面硬度大于HBS350—齒面硬度小于HBS350齒輪傳動的失效形式及設計準則(一)失效形式1、輪齒折斷

2、齒面疲勞點蝕(1)疲勞折斷(2)過載折斷★

點蝕是潤滑良好的閉式軟齒面傳動中最常見的失效形式。★

開式齒輪傳動中，齒面的點蝕還來不及出現或擴展就被磨去，因此一般不會出現點蝕。

★

硬齒面齒輪(硬度>350HBS)，其齒面接觸疲勞強度高，一般不易出現點蝕，但由于齒面硬、脆，一旦出現點蝕，它會不斷擴大，形成破壞性點蝕。

3、齒面膠合4、齒面磨損5、齒面塑性變形(二)設計準則課本P36齒面間的接觸疲勞點蝕輪齒的彎曲疲勞折斷齒面接觸疲勞強度條件輪齒彎曲疲勞強度條件失效形式設計準則具體工作條件下，如何運用上述準則閉式傳動軟齒面(硬度≤350HBS)按齒面接觸疲勞強度條件設計按輪齒彎曲疲勞強度條件校核硬齒面(硬度>350HBS)按輪齒彎曲疲勞強度條件設計按齒面接觸疲勞強度條件校核開式傳動磨損輪齒折斷按輪齒彎曲疲勞強度條件設計，適當增大模數，取標準值工作條件設計準則齒根彎曲疲勞強度—齒輪抵抗輪齒疲勞折斷的能力齒面接觸疲勞強度—齒輪抵抗齒面疲勞點蝕的能力齒輪傳動設計時，按主要失效形式進行強度計算，確定主要尺寸，然后按其它失效形式進行必要的校核。閉式軟齒面齒輪傳動按接觸強度進行設計，按彎曲強度校核閉式硬齒面齒輪傳動按彎曲強度進行設計，按接觸強度校核開式齒輪傳動按彎曲強度設計。其失效形式為磨損，點蝕形成之前齒面已磨掉。模數可適當增大圓周力徑向力主動輪上與轉向相反從動輪上與轉向相同和指向各自的輪心主、從動輪上各對應力大小相等、方向相反由注意：一對相嚙合的齒輪，其接觸應力是相等的，許用接觸應力一般不等，取小值。

σHP齒面接觸疲勞強度主要取決于分度圓直徑dd越大，接觸強度越大σH越小,模數的大小對接觸強度無直接影響注意：影響齒根彎曲疲勞強度的主要參數是模數mm↑→彎曲強度↑→齒厚s→截面積↑→σF↓↑配對的大小齒輪的彎曲應力不等標準齒輪YFa1Ysa1YFa2Ysa2≠故σF1≠σF2計算模數時，比較YFa1Ysa1/σFP1與YFa2Ysa2/σFP2的大小，代入大值因σF1＞σF2，且小齒輪應力循環次數多，故小齒輪的材料應選好些，齒面硬度稍高些由斜齒圓柱齒輪受力的方向課本P74習題3-2圓周力：徑向力：和指向各自的輪心同直齒輪軸向力：主動輪上與轉向相反與轉向相同從動輪上左旋齒輪用左手法則右旋齒輪用右手法則主動輪上用左右手法則判定彎曲四指為轉動方向、大指為方向主、從動輪上各對應力大小相等、方向相反Fa—決定于齒輪的轉向和輪齒的旋向斜齒輪正確嚙合條件：且旋向相反××××配對齒輪－旋向相反

Ft1Ft2Fr1Fr2Fa1Fa2Ft3Fr3Fa3Ft4Fr4Fa4同軸齒輪－旋向相同(非同級齒輪)×

×n1n2n3n4校核式：設計式：尺寸相同時：斜齒輪承載能力大于直齒輪斜齒輪尺寸小于直齒輪外載和材料相同時：由于比直齒輪小，且斜齒輪的ZE

ZH

ZεZβ＜直齒輪的ZE

ZHZε相同條件下，斜齒輪接觸應力比直齒輪小故：斜齒輪接觸強度比直齒輪大原因：●重合度大，同時嚙合的齒數多●接觸線是傾斜的●

當量齒輪直徑大，齒廓平直一對斜齒輪嚙合相當于它們的當量直齒輪嚙合斜齒輪強度計算可轉化為當量直齒輪的強度計算將斜齒輪的當量齒輪相應參數代入輪齒彎曲疲勞強度條件直齒輪：引入螺旋角系數設計式：校核式：斜齒輪的彎曲強度也按當量齒輪

進行在相同條件下，斜齒輪彎曲應力比直齒輪小故：斜齒輪彎曲強度比直齒輪大尺寸相同時：斜齒輪承載能力大于直齒輪斜齒輪尺寸小于直齒輪外載和材料相同時：由于比直齒輪小，且齒數Z閉式軟齒面齒輪傳動提高平穩性模數小降低齒高減小滑動系數閉式硬齒面、開式、鑄鐵齒輪傳動在保持不變和滿足彎曲強度情況下適當選多些切削量小一般增大模數提高彎曲強度大、小齒輪的齒數互質適當選少些一般單級閉式傳動，齒數比u≤5保證彎曲強度的基礎上盡量增加齒數(閉式軟齒面)取較小齒數(閉式硬齒面或開式齒輪)(5)模數取標準值(6)分度圓螺旋角一般取平穩性承載能力軸向力傳動效率螺旋角越大則重合度變大●

蝸桿傳動的主要參數及其選擇主要討論普通圓柱蝸桿傳動；●材料、失效形式及設計準則為減小摩擦磨損，鋼蝸桿與青銅蝸輪配對；失效主要發生在蝸輪上蝸桿分度圓直徑為標準值，蝸桿、蝸輪螺旋角旋向相同，蝸桿導程角γ＝蝸輪螺旋角β；蝸桿頭數與傳動效率的關系；變位的目的：湊中心距、湊傳動比；僅對蝸輪變位。第四章蝸桿傳動設計●

強度條件●熱平衡計算蝸桿傳動效率低，發熱量大，容易產生膠合，故要控制熱平衡時的油溫；在中間平面上蝸桿傳動類似于齒條齒輪傳動，故強度計算公式按斜齒輪推導；一般不用校核齒根彎曲強度。油溫過高應采取相應措施。●受力分析各分力的對應關系及方向的判斷，與斜齒圓柱齒輪的區別；蝸輪或蝸桿轉動方向的判斷。1.模數m和壓力角a2.蝸桿分度圓直徑d1和蝸桿直徑系數q課本P79表4-1模數：(標準值)壓力角：(標準值)加工蝸輪要用與蝸桿同樣參數和直徑的蝸輪滾刀要減少滾刀數目、便于刀具標準化直徑系數則將定為標準值有一定的搭并與配關系第四章蝸桿設計

正確嚙合條件：蝸桿與蝸輪嚙合時，在中間平面上，蝸桿的軸向模數、軸向壓力角分別與蝸輪的端面模數、端面壓力角相等。通常兩軸線的交錯角為90°，導程角與蝸輪分度圓螺旋角相等，且方向相同。

3.蝸桿的頭數z1、蝸輪齒數z2和傳動比i（課本P92）傳動比i加工困難1實現大傳動比或要求自鎖蝸桿頭數z1=2、3、4要求效率避免根切避免蝸桿過長引起剛度不足蝸輪齒數一般取閉式傳動開式傳動失效形式(發生在蝸輪上)

設計準則蝸桿傳動的失效形式和設計準則輪和齒膠齒合面點蝕控制點蝕和膠合：控制折斷(Z2>80)：齒面接觸強度條件輪齒彎曲強度條件控制溫升（連續工作）：熱平衡計算輪齒折斷控制折斷：輪齒彎曲強度條件[注]蝸桿主要是控制軸的變形：蝸桿軸的變形不超過許用值保證齒根疲勞強度按齒面接觸疲勞強度設計圓周力徑向力蝸桿上與轉向相反蝸輪上與轉向相同和指向各自的輪心同直齒輪軸向力：左旋蝸桿用左手法則右旋蝸桿用右手法則蝸桿上用左右手法則判定蝸桿傳動受力的方向課本P97習題4-1主動輪為右旋，握緊右手，四指彎曲方向表示主動輪的回轉方向，拇指的指向即為作用在主動輪上軸向力的方向；（蝸輪的轉向與拇指的指向相反）若主動輪為左旋，用左手。Fa1Fa1若使中間軸受力最小，則軸向力方向相反例題2一對斜齒輪和蝸輪、蝸桿傳動。Z1的轉向如圖示，轉向為左旋。1）若使中間軸受力最小，畫出蝸輪的轉向和蝸桿、蝸輪旋向。2）畫出Z2和蝸桿傳動的受力圖。Z1Z2Ft2Fr2Fa2Ft4Fa4Fr4Ft3Fa3Fa1●

帶傳動的工作原理及特點一般情況屬于摩擦傳動，結構簡單，中心距大，平穩，吸振，適合于高速級（轉速高則轉矩小，有利于帶傳動）●帶傳動受力分析、應力分析F、Ff、F1、F2、F0之間的關系；三種應力，變化規律與帶傳動參數之關系●彈性滑動產生的原因，不可避免，使傳動比不恒定，與打滑有本質區別●失效形式及設計準則打滑、疲勞破壞；在保證不打滑的前提下使帶具有足夠的疲勞壽命第五章撓性傳動設計●V帶傳動的設計步驟和方法●鏈傳動的工作原理及特點嚙合傳動，中心距大，瞬時速比周期性變化，振動，適合于低速級●鏈傳動運動的不均勻性●滾子鏈傳動參數選擇z、p、Lp、a、排數等多邊形效應，設計參數（如p、z等）對運動的影響工作原理：

安裝時帶被張緊在帶輪上，產生的初拉力F0使得帶與帶輪之間產生壓力。主動輪轉動時，依靠摩擦力托動從動輪一起同向回轉。相同條件下，V帶的摩擦力大于平帶，傳動能力更大第五章撓性傳動設計(一)、受力分析安裝時，帶必須以一定的初拉力F0張緊在帶輪上Ffn2FfF1帶工作前：帶工作時：F0F0此時，帶只受初拉力F0作用n1F2F2松邊－退出主動輪的一邊緊邊－進入主動輪的一邊由于摩擦力的作用：緊邊--由F0增加到F1；松邊--由F0減小到F2。Ff－帶輪作用于帶的摩擦力F=Ff=F1–F2

F－

有效拉力，即圓周力

帶是彈性體，工作后可認為其總長度不變，則：緊邊拉伸增量＝松邊拉伸減量緊邊拉力增量＝松邊拉力減量＝△F

因此：F1＝F0＋△FF2＝F0－△FF0＝(F1＋F

2)/2F1＝F0＋F/2F2＝F0－F/2由F=F1–F2，得：帶所傳遞的功率為：P

＝F

v/1000kWv

為帶速P增大時，所需的F(即Ff)加大。帶橫截面的應力為三部分應力之和。最大應力發生在緊邊開始進入小帶輪處:由此可知，帶受變應力作用，這將使帶產生疲勞破壞。由緊邊和松邊拉力產生的拉應力；由離心力產生的拉應力；由彎曲產生的彎曲應力。帶傳動通常置于高速級兩種滑動現象：打滑—是帶傳動的一種失效形式，F＞Fflim，過載，應避免彈性滑動—正常工作時的微量滑動現象，不可避免彈性滑動是如何產生的？因F1>F2故松緊邊單位長度上的變形量不等。帶繞過主動輪時，由于拉力逐漸減小，所以帶逐漸收縮，使帶相對于主動輪的轉向向后滑動。帶繞過從動輪時，由于拉力逐漸增大，所以帶逐漸伸長，使帶相對于從動輪的轉向向前滑動。由此可見：彈性滑動是由彈性變形和拉力差引起的。滾子鏈應用較多，且為標準件。若鏈節數為奇數時，則需采用過渡鏈節。在鏈條受拉時，過渡鏈節還要承受附加的彎曲載荷，通常應避免采用。鏈節數選偶數，則輪齒數選奇數，可使得磨損均勻。(二)、鏈傳動的運動特性假定：主動邊總處于水平位置，鏈輪抽象成正多邊形，邊長為p

。z1↓，φ1↑，v的變化↑瞬時傳動比總在變化：瞬時速比周期性變化，稱為多邊形效應。平均傳動比恒定：

由于運動的不均勻性，鏈傳動常用于速度較低的場合。鏈傳動水平布置時最好緊邊在上松邊在下，以防止脫鏈。●軸的分類按軸心線：直軸、曲軸按受載：心軸(彎距)、傳動軸(轉矩)、轉軸(彎、轉)●軸的結構設計（階梯軸）目的：合理確定各軸段的直徑和長度影響結構的要素：軸上零件的定位和固定方法定位和固定方法：軸肩、套筒、圓螺母、彈性擋圈、軸端擋圈、錐面等；注意各種固定件的特點和應用場合幾個具體問題：有配合處的軸徑取標準值；非定位軸肩高度可取小些；軸承的定位軸肩高度應小于內圈厚度；軸頭長度應小于輪轂寬度；鍵槽應處于同一加工方向第六章軸和軸轂連接設計●軸的強度計算應力的性質：彎曲應力是對稱循環變應力；剪應力不定計算方法：防止疲勞斷裂●轉軸的設計方法按扭轉強度初算軸端直徑→軸的結構設計→受力分析、畫彎矩圖和轉矩圖→校核危險截面扭轉強度計算－針對傳動軸或初算轉軸的最小直徑彎扭合成強度計算－針對轉軸和心軸軸系的受力分析：注意軸上零件各力的方向、不要忽略軸向力產生的彎矩、彎矩突變處當量彎矩的計算折合系數α的意義：將剪應力折合成對稱循環變應力●鍵連接的選擇與校核類型選擇，尺寸選擇（平鍵的截面尺寸b×h按軸徑d查標準）；普通平鍵校核擠壓強度（靜連接），導鍵或滑鍵應防止磨損（動連接）；鍵的工作長度不一定等于鍵長，普通平鍵的鍵長應小于輪轂寬度。第六章軸設計●心軸—只承受彎矩、不承受轉矩●傳動軸—只承受轉矩、不承受或承受很小彎矩●轉軸—既受彎矩、又受轉矩按受載軸上零件軸向定位和固定方法課本p138表6-2軸結構設計示例確定各零件位置初估最小軸徑dmin=28確定各段直徑零件的軸向定位與固定零件的周向固定1.箱體兩端面與軸承蓋缺少調整墊片，無法調整軸承間隙。2.軸環高度<滾動軸承內圈高度，便于軸承拆卸。3.鍵太長，套筒無法裝入，鍵長短于該軸段長度5~10mm。4.套筒對齒輪軸向定位不可靠，齒輪相配軸段長度小于齒寬2~3mm。5.套筒過高，套筒高度<滾動軸承內圈高度。6.與右端滾動軸承裝配軸段不宜太長。7.軸與軸承透蓋接觸，軸與軸承透蓋間缺密封件。8.聯軸器與軸承蓋接觸，聯軸器軸向未定位。9.聯軸器（輪轂）鍵槽為通槽。10.當軸上有多處鍵槽時，應使各鍵槽位于軸的同母線上，便于加工軸。軸系結構設計改錯課本P33813-112346、7810、911131551.打通2.缺鍵，且應與齒輪鍵槽同一母線3.缺軸向定位4.缺密封5.端蓋不能與軸接觸6.缺調整墊片7.缺工藝凸臺8.軸承的安裝路徑太長9.套筒太高，軸承裝拆不便10.套筒同時頂住了內、外圈11.過定位12.鍵太長13.軸肩太高14.卡圈多余15.軸太長6、71214

軸直徑設計步驟和方法1、根據功率P和轉速n，用扭轉強度公式初算受扭段的最小直徑dmin。2、根據初算軸徑，進行軸的結構設計。3、按彎扭合成強度校核軸的危險截面。N課本P145由于σb與αT

的循環特征可能不同，需引進校正系數α將αT

折合成對稱循環變應力。則強度條件為：—當量彎矩校正系數α的取值：●對于不變的轉矩：●頻繁啟動、振動或情況不明：●經常雙向運轉：對稱循環變應力下的許用應力二、鍵聯接的選擇設計時先選擇類型、尺寸，再進行校核計算類型選擇—靜聯接→普通平鍵、半圓鍵、花鍵動聯接→導向平鍵、滑鍵尺寸選擇—根據軸徑d查標準，確定b、h根據輪轂寬度，確定鍵長L三、平鍵聯接的校核平鍵聯接的失效形式：1、工作面壓潰—靜聯接2、工作面磨損—動聯接普通平鍵聯接：工作面為兩側面●滑動軸承的摩擦狀態干摩擦狀態半干摩擦狀態邊界摩擦狀態液體摩擦狀態半液體摩擦狀態混合摩擦狀態—非液體摩擦滑動軸承——液體摩擦滑動軸承——應避免動壓軸承靜壓軸承第七章滑動軸承設計●非液體摩擦滑動軸承主要失效形式：磨損、膠合（因為金屬表面直接接觸）校核計算方法及目的：限制壓強（p＜[p]）——防止軸瓦過度磨損限制pv值（pv＜[pv]）——防止軸瓦發生膠合限制v值（v＜[v]）——防止軸瓦過度磨損●動壓潤滑基本理論動壓油膜：一定條件下，由于摩擦表面相對運動而產生；掌握動壓油膜形成的機理和必要條件，注意：兩摩擦表面相互平行，不能產生動壓油膜；潤滑油從楔形間隙的小口進、大口出也不能形成動壓。第七章軸承設計按摩擦性質分：滑動軸承和滾動軸承根據能承受載荷的方向，可分為向心軸承、推力軸承、向心推力軸承。(或稱為徑向軸承、止推軸承、徑向止推軸承）。形成動壓油膜的必要條件：P170（1）兩工作表面間必須構成楔形間隙；（2）兩工作表面間應充滿具有一定粘度的潤滑油或其他流體；（3）兩工作面間存在一定相對滑動，且運動方向總是帶動潤滑油從大截面流進，小截面流出。這三條通常稱為形成動壓油膜的必要條件，缺少其中任何一條都不可能形成動壓效應，構成動壓軸承。●滾動軸承類型及尺寸的選擇常用滾動軸承（3、6、7、N、5類）的結構及承載特點；應用的場合；內徑代號、直徑系列代號的含義基本概念：滾動軸承壽命、基本額定壽命、基本額定動載荷、當量動載荷等的含義●滾動軸承的壽命計算目的：防止軸承在預定的工作期間內發生疲勞點蝕公式：或：核心：當量動載荷

P

的計算第八章滾動軸承關鍵：角接觸軸承軸向載荷

Fa

的確定要點：角接觸軸承的排列方式及派生軸向力S的方向正裝－S1、S2相對；反裝－S1、S2

相背根據“壓緊端”、“放松端”確定

Fa1

、Fa2

滾動軸承代號：前置代號基本代號后置代號類型代號尺寸系列代號內徑代號用數字或字母表示1—調心球軸承2—調心滾子軸承

3—圓錐滾子軸承5—推力球軸承6—深溝球軸承7—角接觸球軸承8—推力圓柱滾子軸承N—圓柱滾子軸承NA－滾針軸承由軸承的寬度系列和直徑系列代號（2位數字）組成。寬度系列：直徑系列：0—窄；0—特輕；1—正常；1—特輕；2—寬；2—輕；3、4—特寬；3—中；5、6—特寬。4—重。內徑尺寸代號100012011502170320~500d/522、28、32及500以上/內徑后置代號：如：接觸角為150、250和400的角接觸球軸承，分別用C、AC和B表示內部結構的不同。3、滾動軸承類型的選擇(1)、根據載荷的大小及性質載荷大或沖擊大－選滾子軸承（線接觸）；徑向、軸向載荷－角接觸球軸承(7)或圓錐滾子軸承(3)軸向載荷不大時，可用深溝球軸承載荷小或沖擊小－選球軸承（點接觸）；(2)、根據載荷的方向純徑向載荷－選深溝球軸承（6）、圓柱滾子軸承（N)純軸向載荷－選推力軸承（5或8）(3)、根據轉速的高低轉速高－選球軸承；轉速低－選滾子軸承；●基本額定壽命一批相同

的軸承，在相同的條件下運轉，其中90％

的軸承不發生疲勞點蝕

前所經歷的總轉數或總工作小時數。90％10％用L10

表示。完好按基本額定壽命選用軸承，可靠性為90％注意：額定壽命隨運轉條件而變化。比如：外載增大，額定壽命降低。因此，基本額定壽命并不能直接反映軸承的承載能力。

S2和S2′都是右軸承所受的力，Fa2=S1＋FA（壓緊端）軸承正裝時：●若S1+FA>S2S1S2FAS2′圓錐滾子軸承的簡圖如下（將內圈與軸視為一體）：12軸向合力向右，軸有向右移動的趨勢，但外圈被固定，使得使軸向力平衡，右軸承被壓緊，會產生反力S2′，而左軸承被放松，Fa1=S1（放松端）Fr1Fr2合力●若S1+FA<