濮良贵机械设计第八版完整版56254

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1、第一章第一章 机械及机械零件机械及机械零件设计设计概要概要 本章论述了机械设计课程教学内容总纲、设计基本知识和一些共性问题。一、一、机械（机器）的组成二、机械设计步骤三、零件的设计步骤四、课程的主要内容五、课程的特点六、学习要求七、达到的水平（国家教委制定）.一、机械（机器）的一、机械（机器）的一、机械（机器）的一、机械（机器）的组组组组成成成成我们以洗衣机为例，来说明机械的组成：电动机进水排水涡轮皮带传动控制部分：正转时间 反转时间图1 洗衣机机构示意图图2 机械（机器）的组成（按功能分）原动机传动机工作机辅助系统控制系统. 原原动动机部分机部分是驱动整部机器以完成预定功能的动力源； 执执行

2、部分行部分是用来完成机器预定功能的组成部分； 传传动动部部分分是把原动机的运动形式、运动及动力参数转变为执行部分所需的运动形式、运动及动力参数。 以上是从功能上分析机械的组成，下面从结构上看：零件：是机械的制造单元，机器的基本组成要素就是机械零件。部件：按共同的用途组合起来的独立制造或独立装配的组合体。 如减速器、离合器等。按大小来分：机械（机器）部 件零 件图3 机械（机器）的组成（按大小分）.二、机械二、机械二、机械二、机械设计设计设计设计步步步步骤骤骤骤计划划阶段段提出要求洗衣机自动进水洗 涤甩干（脱水）方案方案设计提出尽可能多的解决方法筛选、决策、评价（可靠性、经济上），选出最佳方案。

3、单 缸双 缸滚 筒模糊控制自适应控制双模控制技技术设计目的：确定机械中各个零部件的结构尺寸（量化）绘图、对方案具体实施，出图。技技术文件文件编制制：编制设计计算说明书。.三、零件的三、零件的设计设计步步骤骤失效的定义：在正常的工作条件下，机械零件丧失工作能力或达不到工作性能要求时，就称为零件失效。机械零件的失效形式整体断裂过大的残余变形腐蚀、磨损和接触疲劳机械零件的工作能力强度刚度机械零件计算准则强度准则：刚度准则：寿命准则：（表示耐磨程度）寿命（耐磨性、耐腐蚀性）. 下面我们以设计千斤顶立柱为例，来说明机械零件的设计步骤：dl车自重W=2000kg=2吨s为屈服极限由此可求出d；其中Smin

4、根据工作环境来定。.机械零件的设计大体要经过以下几个步骤： 1、载荷分析（受力分析）：W 2、应力分析：3、失效分析：断裂4、材料的选择：45#钢、40Crs（手册查到）5、确定计算准则：（依据防止断裂失效）6、计算零件的主要尺寸： 7、结构设计l：（根据人体的情况，操作情况）其他尺寸 8、制图：设计最后都是用图纸来表达，然后拿到工厂去加工。 这不仅是零件设计的一般步骤，而且也是讲课的顺序。.四四课课程的主要内容程的主要内容 概括地说，机械零件可以分为两大类：本书讨论的具体内容是：（设计方法、步骤、原理） 1） 传动部分带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动以及螺旋传动等； 2） 联接部分螺纹联接

5、，键、花键及无键联接，销钉联接，铆接、焊接、胶接与过盈配合联接等； 3） 轴系部分滑动轴承、滚动轴承、联轴器与离合器以及轴等； 4） 其他部分弹簧、机座与箱体、减速器等；零件通用零件专用零件传动件连接件轴系件其 他（如螺钉、齿轮、链轮等）.五、特点五、特点1、实践性比较强。理论性差一些，经验、半经验公式，实验得出比较多；理论推导出的比较少，答案不唯一。2、综合性比较强。 受力分析 理论力学 应力分析 材料力学 材料选择 材料与热处理3、承上启下的作用。它是最后一门专业基础课，起到承接基础课和专业课的桥梁作用。.六、要求六、要求 以听课为主，自学为辅，考试内容以讲课和要求自学的为主，答疑两周一次

6、，具体时间待定。考核 20%+80% 平时作业质量、出席情况、实验数目占20%，期末考试占80%，要求课内：课外用时是1：2。七、水平七、水平1）掌握通用机械零件的设计原理、方法和机械设计的一般规律，具有设计机械传动装置和简单机械的能力；2）树立正确的设计思想，了解国家当前的有关技术经济政策；3）具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力；机械设计手册其中的一个标准是查手册的能力；4）掌握典型机械零件的实验方法，获得实验技术的基本训练；5）对机械设计的新发展有所了解。.1、机器的基本组成要素是什么？2、什么是通用零件？什么是专用零件？试各举三个实例？3、一台完整的机器通常是由哪些基

7、本部分组成？各部分的作用是什么？4、机械零件有哪些主要的失效形式？5、机械零件常用的有哪些计算准则？它们是针对什么失效形式而建立的？6、机械零件设计的一般步骤有哪些？ 第一章结束习 题.第二章第二章 机械零件的疲机械零件的疲劳劳强强度度计计算算一、变应力的分类二、变应力参数三、几种特殊的变应力四、疲劳曲线（对称循环变应力的N曲线）五、（非对称循环变应力的）极限应力图六、影响疲劳强度的因素七、不稳定变应力的强度计算八、复合应力状态下的强度计算（弯扭联合作用）.一、一、一、一、变应变应变应变应力的分力的分力的分力的分类类类类周期时间ta）稳定循环变应力a）随时间按一定规律周期性变化，而且变化幅度保

8、持常数的变应力称为稳定循环变应力。如图2-1a所示。变应力循环变应力（周期）稳定不稳定循环变应力简单复合对 称脉 动非对称随机变应力（非周期）.周 期tb）不稳定循环变应力尖峰应力C）随机变应力图2-1变应力的分类b）若变化幅度也是按一定规律周期性变化如图2-1b所示，则称为不稳定循环变应力。c）如果变化不呈周期性，而带有偶然性，则称为随机变应力，如图2-1c所示。.二、二、二、二、变应变应变应变应力参数力参数力参数力参数 图2-2给出了一般情况下稳定循环变应力谱的应力变化规律。a0tmaxmmina0tmaxmmin图2-2稳定循环变应力 图2-2给出了一般情况下稳定循环变应力谱的应力变化规

9、律。零件受周期性的最大应力max及最小应力min作用，其应力幅为a，平均应力为m，它们之间的关系为.规定：1、a总为正值； 2、a的符号要与m的符号保持一致。其中：max变应力最大值；min变应力最小值；m平均应力； a应力幅；r循环特性，-1 r +1。 由此可以看出，一种变应力的状况，一般地可由max、min、m、a及r五个参数中的任意两个来确定。a0tmaxmmina0tmaxmmin图2-2稳定循环变应力.三、几种特殊的三、几种特殊的变应变应力力 特殊点：0tm静应力max=min=ma=0r=+10tmaxmin对称循环变应力max=min=am=0r=-10tmaxmmin脉动循环

10、变应力min=0a=m=max/2r=0 不属于上述三类的应力称为非对称循环应力，其r在+1与-1之间，它可看作是由第一类（静应力）和第二类（对称循环应力）叠加而成。.例例1 已知：max=200N/mm2，r =0.5，求：min、a、m。解：a0tmaxmmin20050-100.例2 已知：a= 80N/mm2，m=40N/mm2 求：max、min、r、绘图。解：a0tmaxmmin40-40-120.例3 已知：A截面产生max=400N/mm2，min=100N/mm2 求：a、m，r。FaFaFraAFrMb弯曲应力a0tm100-150-4000ta0tm= 稳定循环变应力R=

11、1对称循环R=1静应力解：.例4 如图示旋转轴，求截面A上max、min、a、m及r。Pr=6000APx=3000Nd=50150l=300b弯曲应力解：Pr A：对称循环变应力Px A：静压力. =0tbPr（对称循环）0tcPx（静应力）a0tm34.472-3636-1.528-37.528合成后（稳定循环变应力）.第二章第二章 机械零件的疲机械零件的疲劳劳强强度度计计算（算（习题习题）一、选择题1、机械设计课程研究的内容只限于 。（1）专用零件和部件；（2）在高速、高压、环境温度过高或过低等特殊条件下工作的以及尺寸特大或特小的通用零件和部件；（3）在普通工作条件下工作的一般参数的通用

12、零件和部件；（4）标准化的零件和部件。2、下列四种叙述中 是正确的。（1）变应力只能由变载荷产生；（2）静载荷不能产生变应力；（3）变应力是由静载荷产生；（4）变应力是由变载荷产生，也可能由静载荷产生。34.3、发动机连杆横截面上的应力变化规律如图所示，则该变应力的应力比r为 。（1）0.24；（2）-0.24；（3）-4.17；（4）4.17。4、发动机连杆横截面上的应力变化规律如题3图所示，则其应力幅a和平均应力m分别为 。（1）a = 80.6Mpa，m = 49.4Mpa；（2）a = 80.6Mpa，m = -49.4Mpa；（3）a = 49.4Mpa，m = 80.6Mpa；（4

13、）a = 49.4Mpa，m = 80.6Mpa。5、变应力特性max、min、m、a及r等五个参数中的任意 来描述。（1）一个；（2）两个；（3）三个；（4）四个。t31.2N/mm2-130N/mm20222.6、机械零件的强度条件可以写成 。（1） ， 或 ，（2） ， 或 ，（3） ， 或 ，（4） ， 或 ，7、一直径d=18mm的等截面直杆， 杆长为800mm，受静拉力F=36kN，杆材料的屈服点s=270Mpa， 取许用安全系数S=1.8， 则该杆的强度 。（1）不足；（2）刚好满足要求；（3）足够。8、在进行疲劳强度计算时，其极限应力应为材料的 。（1）屈服点；（2）疲劳极限；

14、（3）强度极限：（4）弹性极限。二、分析与思考题1、什么是变应力的应力比r？静应力、脉动循环变应力和对称循环变应力的r值各是多少？332 静应力r静=1 ； 脉动循环r脉=0 ；对称循环变应力r=-1 。解：.2、图示各应力随时间变化的图形分别表示什么类型的应力？它们的应力比分别是多少？0tmax0tmaxmminaa)b)0tmaxmmin=0a0tmaxam=0c)d)解：a）静应力r=1；b）非对称（或稳定）循环变应力 0 r +1；c）脉动循环r = 0；d）对称循环r=1。.四、疲四、疲劳劳曲曲线线（对对称循称循环变应环变应力的力的 N曲曲线线）疲劳曲线的定义：表示应力循环次数N与疲

15、劳极限的关系曲线。a大N小a中N中a小N大Fr. 曲线上各点表示在相应的循环次数下，不产生疲劳失效的最大应力值，即疲劳极限应力。从图上可以看出，应力愈高，则产生疲劳失效的循环次数愈少。 在作材料试验时，常取一规定的应力循环次数N0，称为循环基数，把相应于这一循环次数的疲劳极限，称为材料的持久疲劳极限，记为1（或r）。有限寿命区N0N3N2N1-1321Nr=1无限寿命区lgN0lgNa）为线性坐标上的疲劳曲线；b）为对数坐标上的疲劳曲线图2 疲劳曲线（N）. 疲劳曲线可分成两个区域：有限寿命区和无限寿命区。所谓“无限”寿命，是指零件承受的变应力水平低于或等于材料的疲劳极限1，工作应力总循环次数

16、可大于N0，零件将永远不会产生破坏。 在有限寿命区的疲劳曲线上，NN0所对应的各点的应力值，为有限寿命条件下的疲劳极限。 对低碳钢而言，循环基数N0=106107； 对合金钢及有色金属，循环基数N0=108或（5108）；变应力与在此应力作用下断裂时的循环次数N之间有以下关系式：此式称为疲劳曲线方程（或N曲线方程）。其中：1N r=-1时有限寿命疲劳极限应力； N 与1N对应的循环次数； m 与材料有关的指数； C 实验常数；(m、c根据实验数据通过数理统计得到)。. 1 r=-1时持久疲劳极限应力； N0 循环基数； 由上式，对于不同的应力水平，可写出下式：因而材料的有限寿命（即寿命为N时）

17、的疲劳极限1N则为： 利用上式，可求得不同循环次数N时的疲劳极限值1N，kN称为寿命系数。.例题2-1： 某零件采用塑性材料，1=268N/mm2（N0=107，m=9），当工作应力max=240 （或300）N/mm2，r=1，试按下述条件求材料的疲劳极限应力，并在N曲线上定性标出极限应力点和工作应力点，Sca。 （1）N=N0 （2）N=106解：. N0=107N=106-1=268300346N240当 时：将会失效。.五、（非五、（非对对称循称循环变应环变应力的）极限力的）极限应应力力图图 以上所讨论的N曲线，是指对称应力时的失效规律。对于非对称的变应力，必须考虑循环特性r对疲劳失效

18、的影响。 在作材料试验时，通常是求出对称循环及脉动循环的疲劳极限1及0，把这两个极限应力标在ma坐标上（图2-3）。0/2s04545amADGC-10/2图3材料的极限应力线图 由于对称循环变应力的平均应力m=0，最大应力等于应力幅，所以对称循环疲劳极限在图中以纵坐标轴上的A点来表示。 由于脉动循环变应力的平均应力及应力幅均为m=a=0/2，所以脉动循环疲劳极限以由原点0所作45射线上的D点来表示。. 连接A、D得直线AD。由于这条直线与不同循环特性时进行试验所求得的疲劳极限应力曲线非常接近，所以直线AD上任何一点都代表了一定循环特性时的疲劳极限。 横轴上任何一点都代表应力幅等于零的应力，即

19、静应力。取C点的坐标值等于材料的屈服极限s，并自C点作一直线与直线C0成45夹角，交AD延长线于G，则CG上任何一点均代表 的变应力状况。-10/2s04545amADGC0/2图3 材料的极限应力线图0/2s045amADGC-1e=-1/K0/2K图4 零件的极限应力线图 于是，零件材料（试件）的极限应力曲线即为折线AGC。材料中发生的应力如处于OAGC区域以内，则表示不发生破坏； 直线AG的方程，由已知两点坐标A（0，1）及D（0/2，0/2）求得为（疲劳区）：.=0t-10ta0tm令试件的材料特性（等效系数、折算系数）；直线GC方程为（静强度区）：. 下面推导非对称循环变应力时机械零

20、件的疲劳强度计算式： 在极限应力线图的坐标上即可标示出相应于m及a的一个工作应力点M（或者N）见图5。0amADGCmaMN图5 零件的工作应力在极限应力线图坐标上的位置 显然，强度计算时所用的极限应力应是零件的极限应力曲线（AGC）上的某一个点所代表的应力。到底用哪一个点来表示极限应力才算合适，这要根据应力的变化规律来决定。 可能发生的典型应力变化规律通常有下述三种：.a） 变应力的循环特性保持不变，即r=C（例如绝大多数转轴中的应力状态）；Fr0tr=C0tm=Cm=CGFb） 变应力的平均应力保持不变，即m=C（例如振动着的受载弹簧中的应力状态）；.C）变应力的最小应力保持不变，即min

21、=C（例如紧螺栓联接中螺栓受轴向变载时的应力状态）。P = 0a0tmin=Cmin 以下分别讨论这三种情况：1、r=C的情况 当r=C时，需找到一个循环特性与工作应力点的循环特性相同的极限应力值。因为：. 因此，在图6中，从坐标原点引射线通过工作应力点M（或N），与极限应力曲线交于M1（或N1），得到0M1（或0N1），则在此射线上任何一个点所代表的应力循环都具有相同的循环特性。0amADGCma MNM1N1图6 r = C时的极限应力 联解OM及AG两直线的方程式，可以求出M1点的坐标值m及a，把它们加起来，就可以求出对应于M点的试件的极限应力max：. 于是，安全系数计算值Sca及强度

22、条件为： 对应于N点的极限应力点N1位于直线CG上。此时的极限应力即为屈服极限s。这就是说，工作应力为N点时，首先可能发生的是屈服失效，故只需进行静强度计算，其强度计算式为： 分析图6得知，凡是工作应力点位于OGC区域内时，在循环特性等于常数的条件下，极限应力统为屈服极限，都只需进行静强度计算。.2、m=C的情况 当m=C时，需找到一个其平均应力与工作应力的平均应力相同的极限应力。在图7中，通过M（或N）点作纵轴的平行线MM2（或NN2），则此线上任何一点代表的应力循环都具有相同的平均应力值。0amADGCMNM2 N2 H图7 m=C时的极限应力.3、min=C的情况 当min=C时，需找到

23、一个其最小应力与工作应力的最小应力相同的极限应力。0amADGCMNM3N3I45minMminN图8 min=C时的极限应力 因此在图8中，通过M（或N）点，作与横坐标轴夹角为45的直线，则此直线上任何一个点所代表的应力均具有相同的最小应力。.六、影响疲六、影响疲劳劳强强度的因素度的因素1、应力集中的影响定义：几何形状突然变化产生的应力。零件上的应力集中源如键槽、过渡圆角、小孔等以及刀口划痕存在，使疲劳强度降低。计算时用应力集中系数k（见表1-2、3、4）。2、尺寸与形状的影响 尺寸效应对疲劳强度的影响，用尺寸系数来考虑。 尺寸与形状系数，见表1-5；.3、表面质量的影响 表面粗糙度越低，应

24、力集中越小，疲劳强度也越高。 表面质量系数，见表1-6、8 以上三个系数都是对极限应力有所削弱的。4、表面强化的影响 可以大幅度地提高零件的疲劳强度，延长零件的疲劳寿命。计算时用强化系数q考虑其影响。 q强化系数，可以加大极限应力， 见表1-7 。 由于零件的几何形状的变化，尺寸大小、加工质量及强化因素等的影响，使得零件的疲劳强度极限要小于材料试件的疲劳极限。我们用疲劳强度的综合影响系数K来考虑其影响。. KK 只只只只对变应对变应对变应对变应力有影响，力有影响，力有影响，力有影响，对对对对静静静静应应应应力无影响，和疲力无影响，和疲力无影响，和疲力无影响，和疲劳劳劳劳强强强强度有关，与度有关

25、，与度有关，与度有关，与静静静静强强强强度无关度无关度无关度无关。对称循环变应力非对称循环变应力 （r = C）.实验、试件 d=10mm，光杆。04545amADGC45试件零件-1-1/K(0/2,0/2)(0/2,0/2K)试件：零件：.例2-2: 一铬镍合金钢，-1=460N/mm2，s=920N/mm2。试绘制此材料试件的简化的m a极限应力图。解：按合金钢，=0.20.3，取=0.2，由式（29a）得：m0/2=383s=920045135aADGC图2-10 一铬镍合金钢的m a极限应力图0/2=383-1如图2-10所示，取D点坐标为(0/2=383, 0/2=383)，A点坐

26、标为(0, -1=460)。过C点(s=920, 0)与横坐标成135 作直线，与AD的延长线相交于G，则直线化的极限应力图为ADG。.例2-3： 在图2-10的极限应力图中，求r=-0.4时的a和m值。m0/2=383s=920045135aADGCM(182,424)6640图2-10 一铬镍合金钢的m a极限应力图0/2=383-1从而得又由式（3-9a）：得联立以上两式解得：即图上M点。解：由式（2-8）得：.作业：1-1、1-2、1-5习题分析：0amADGCMNM2N2H疲劳区静 强 度区静强度区：疲劳区：如果工作应力点在极限应力曲线以内，说明零件是合格，不会失效。.七、不七、不稳

27、稳定定变应变应力的力的强强度度计计算算1应力谱1nn1n2n323231123tn1n2n3图2-9不稳定变应力示意图. 图2-9为一不稳定变应力的示意图。变应力1（对称循环变应力的最大应力，或不对称循环变应力的等效对称循环变应力的应力幅）作用了n1次，2作用了n2次，等等。2、疲劳损伤累积假说曼耐尔（Miners rule法则）a）金属材料在一定变应力作用下都有一定寿命；b）每增加一次过载的应力（超过材料的持久疲劳极限），就对材料造成一定的损伤，当这些损伤的逐渐积累其总和达到其寿命相当的寿命时，材料即造成破坏；c）小于持久疲劳极限，不会对材料造成损伤；d）变应力大小作用的次序对损伤没有多大影

28、响。. 把图2-9中所示的应力图放在材料的N坐标上，如图2-10所示。根据N曲线，可以找出仅有1作用时使材料发生疲劳破坏的应力循环次数N1。假使应力每循环一次都对材料的破坏起相同的作用，则应力1每循环一次对材料的损伤率即为1/N1，而循环了n1次的1对材料的损伤率即为n1/N1。如此类推，循环n2次的2对材料的损伤率为n2/N2，。123n1n2n3N1 N2 N3N0图2-10 不稳定变应力在N坐标上N. 因为当损伤率达到100%时，材料即发生疲劳破坏，故对应于极限状况有：是极限状态一般地写成： 上式是疲劳损伤线性累积假说的数学表达式。自从此假说提出后，曾作了大量的试验研究，以验证此假说的正

29、确性。试验表明，当各个作用的应力幅无巨大的差别时，这个规律是正确的。. 当各级应力是先作用最大的，然后依次降低时，上式中的等号右边将不等于1，而小于1（起断裂作用）; 当各级应力是先作用最小的，然后依次升高时，则式中等号右边要大于1（起强化作用）。 通过大量的试验，可以有以下的关系：说明Miner法则有一定的局限性。.3疲劳强度计算 不稳定应力，寻找相当应力，稳定应力。. 如果材料在上述应力作用下还未达到破坏，则上式变为：将上式的分子、分母同乘以im，则：又因为 ，所以：将上式代入式得：. 上式又可变形为：上式右边根号部分表示了变应力参数的变化情况。令：其中，ks为应力折算系数； 1为任选，一

30、般取最大工作应力或循环次数最多的应力作为计算的基本应力。 引入ks后，则安全系数计算值Sca及强度条件则为：.例题：45号钢经过调质后的性能为：-1=307Mpa，m=9，N0=5106。现以此材料作试件进行试验，以对称循环变应力1=500Mpa作用104次，2=400Mpa作用105次，试计算该试件在此条件下的安全系数计算值。若以后再以3=350Mpa作用于试件，还能再循环多少次才会使试件破坏？解：根据式（2-46）：根据式（2-47），试件的安全系数计算值为：.又根据式（2-19）：.若要使试件破坏，则由式（2-42）得：即该试件在3=350Mpa的对称循环变应力的作用下，估计尚可再承受0

31、.97106次应力循环。.八、复合八、复合应应力状力状态态下的下的强强度度计计算（弯曲、扭算（弯曲、扭转联转联合作用）合作用） 对于试件在弯曲扭转联合作用的交变应力下进行疲劳试验时，其数据基本上符合图2-11中椭圆弧的规律。其疲劳破坏条件可近似地直接用椭圆方程表示：a-10a-1m(a,a)n(a,a)AB图2-11 复合应力时的极限应力线图对于钢材，经过试验得出的极限应力关系式为：. 由于是对称循环变应力，故应力幅即为最大应力。圆弧AmB上任何一个点即代表一对极限应力a及a。如果作用于零件上的应力幅a及a在坐标上用n表示，引直线on与AB交于m点，则安全系数计算值S为：将式（1）变形为：.则

32、：其中，S只有正应力作用下的安全系数计算值； S只有剪应力作用下的安全系数计算值； S复合应力作用下的安全系数计算值；亦即解决了简单和复合的问题。.总总 结结1、在解决变应力下零件的强度问题叫疲劳强度。 零件里通常作用的都是变应力，所以其应用更为广泛。2、疲劳强度和哪些因素有关 = f（N，r，K，材料，形式） 疲劳强度比静强度复杂得多。3三大理论一假说： 疲劳曲线解决对称循环变应力的强度计算问题； 极限应力图对称非对称的关系； 复合极限应力图复合和简单应力的关系； Miner法则稳定和非稳定应力的关系；.4强度计算式变应力稳定不稳定简单复合对 称非对称.例题：一零件采用塑性材料-1=275M

33、pa（N0=106，m=9），K=11）当作用一工作应力1，n1=4103（N1=8103）后，又作用一工作应力2=275Mpa，试求其工作寿命n2=?2）当作用1=410Mpa，n1=4103后，若使n2=106，则工作应力2=?3）若工作应力1=410Mpa，n1=4103，2=275Mpa，n2=5105求：S（安全系数）。解：1）这属于不稳定变应力下的强度计算问题，应用疲劳损伤累积假说的数学表达式。.2）3）.第二章第二章 机械零件的疲机械零件的疲劳劳强强度度设计设计（习题续习题续）一、一、选择题选择题2-145钢的持久疲劳极限-1=270Mpa，设疲劳曲线方程的幂指数m=9，应力循环

34、基数N0=5106次，当实际应力循环次数N=104次时，有限寿命疲劳极限为 Mpa。（1）539； （2）135； （3）175； （4）417；2-2零件表面经淬火、渗氮、喷丸、滚子碾压等处理后，其疲劳强度 。（1）增高 （2）降低 （3）不变 （4）增高或降低视处理方法而定2-3影响零件疲劳强度的综合影响系数K与 等因素有关。（1）零件的应力集中、加工方法、过载；（2）零件的应力循环特性、应力集中、加载状态；（3）零件的表面状态、绝对尺寸、应力集中；（4）零件的材料、热处理方法、绝对尺寸。113.2-4 绘制设计零件的ma极限应力简图时， 所必须的已知数据是 。（1）-1，0，s，k；（2

35、）-1，0，s，K;（3）-1，s，K;（4）-1，0，K;2-5在图示设计零件的ma极限应力简图中，如工作应力点M所在的0N线与横轴间夹角=45，则该零件受的是 。（1）不变号的不对称循环变应力；（2）变号的不对称循环变应力；（3）脉动循环变应力；（4）对称循环变应力；045135amANGCM23.2-6在题2-5图所示零件的极限应力简图中，如工作应力点M所在的0N线与横轴之间的夹角=90时，则该零件受的是 。（1）脉动循环变应力；（2）对称循环变应力；（3）变号的不对称循环变应力；（4）不变号的不对称循环变应力；2-7已知一零件的最大工作应力max=180Mpa，最小工作应力min=-8

36、0Mpa。则在图示的极限应力简图中，该应力点M与原点的连线0M与横轴间的夹角为 。（ 1） 685744； （ 2） 21215； （ 3） 66215；（4）742833；0135amANGCM(m,a)21.2-8在图示零件的极限应力简图上，M为零件的工作应力点，若加载于零件的过程中保持最小应力min为常数。则该零件的极限应力点应为 。（1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4；2-9在上题中若对零件加载的过程中保持应力比r等于常数。则该零件的极限应力点应为 。（1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4；045135amAGCM45M1M2M3M423.2-102-8题中若对零件加载的

37、过程中保持平均应力m等于常数。则该零件的极限应力点应为 。（1）M1；（2）M2；（3）M3（4）M4；2-11零件的材料为45钢，b=600Mpa，s=355Mpa，-1=270Mpa，=0.2，零件的疲劳强度综合影响系数K=1.4。则在图示的零件极限应力简图中角为 。（1）365535；（2）411422；（3）484538；（3）6786；-1/K0/2K0/2s045amADBC12.2-12 在题2-5图所示零件的极限应力简图中，如工作应力点M所在的0N线与横轴间夹角=50，则该零件受的是 。（1）脉动循环变应力；（2）对称循环变应力；（3）变号的不对称循环变应力；（4）不变号的不对

38、称循环变应力；2-13一零件由40Cr制成，已知材料的b=980Mpa，s=785Mpa，-1=440Mpa，=0.3。零件的最大工作应力max=240Mpa，最小工作应力min=-80Mpa，疲劳强度综合影响系数K=1.44。则当应力比r=常数时，该零件的疲劳强度工作安全系数S为 。（1）3.27;（2）1.73;（3）1.83;（4）1.27;2-14若材料疲劳曲线方程的幂指数m=9，则以对称循环应力1=500Mpa作用于零件n1=104次以后，它所造成的疲劳损伤，相当 于应力2=450Mpa作用于零件 。（1）0.39104；（2）1.46104；（3）2.58104；（4）7.4510

39、4；323.2-15若材料疲劳曲线方程的幂指数m=9，则以对称循环应力1=400Mpa作用于零件n1=105次所造成的疲劳损伤， 相当于 2= Mpa作用于零件n2=104次所造成的疲劳损伤。(1) 517；（2）546；（3）583；（4）615；2-16 45钢 经 调 质 后 的 疲 劳 极 限 -1=300Mpa， 应 力 循 环 基 数N0=5106次，疲劳曲线方程的幂指数m=9，若用此材料做成的试件进行试验，以对称循环应力1=450Mpa作用104次，2=400Mpa作用2104次。则工作安全系数为 。（1）1.14；（2）1.25；（3）1.47；（4）1.65；2-17 45钢

40、 经 调 质 后 的 疲 劳 极 限 -1=300Mpa， 应 力 循 环 基 数N0=5106次，疲劳曲线方程的幂指数m=9，若用此材料做成的试件进行试验，以对称循环应力1=450Mpa作用104次，2=400Mpa作用2104次，再以3=350Mpa作用于此试件，直到它破坏为止，试件还能承受的应力循环次数为 次。（1）6.25105（2）9.34105（3）1.09106（4）4.52106123.第三章第三章 摩擦、磨摩擦、磨损损及及润润滑理滑理论论一、摩擦、磨一、摩擦、磨损损及及润润滑三者关系滑三者关系 当在正压力作用下相互接触的两个物体受切向外力的影响而发生相对滑动，或有相对滑动趋势

41、时，在接触表面上就会产生抵抗滑动的阻力，这一自然现象叫做摩擦。 其结果必然有能量损耗和摩擦表面物质的丧失或转移，即磨损。 据估计，世界上在工业方面约有30%的能量消耗于摩擦过程中。所以人们为了控制零件在摩擦中损坏，在摩擦面间加入润滑剂来降低摩擦，减小磨损的产生，所以说三者互为因果关系。.二、摩擦的种二、摩擦的种类类干摩擦NVN边界摩擦VN液体摩擦V没有润滑剂很薄油膜被 厚 的油 膜 完全隔开. 两个无润滑物体之间的摩擦，主要是由两种因素所构成：一是摩擦面的实际接触区内出现的粘着；二是较硬表面上的微凸体在较软表面上所起的犁刨作用。 那么，怎么样来区别边界摩擦、混合摩擦和液体摩擦的界限呢？可用膜厚

42、比来划分：式中：hmin两粗糙面间的最小公称油膜厚度，m； Ra两表面的综合粗糙度；m； Ra1、Ra2分别为两表面的轮廓算术平均偏差，m； 当 35后则为液体摩擦。.三、牛三、牛顿顿流体定律流体定律yx0V=0ABVhN0S(面积) 如图3-6所示，在两个平行的平板间充满具有一定粘度的润滑油，若平板A以速度V移动，另一平板B静止不动，则由于油分子与平板表面的吸附作用，将使贴近板A的油层以同样的速度V随板移动；而贴近板B的油层则静止不动。由于层与层之间速度不同，于是形成各油层间的相对滑移，在各层的界面上就存在有相应的剪应力。. 牛顿在1687年提出一个粘性液的摩擦定律（简称粘性定律），即在流体

43、中任意点处的剪应力均与其剪切率（或速度梯度）成正比。 若用数学形式表示这一定律，即为：式中：流体单位面积上的剪切阻力，即剪应力； dv/dy流体沿垂直于运动方向（即沿图3-6中y轴方向或流体膜厚度方向）的速度梯度，式中的“”号表示v随y的增大而减小； 比例常数，即流体的动力粘度。摩擦学中把凡是服从这个粘性定律的液体都叫牛顿液体。.四、液体四、液体动压润动压润滑的条件（楔形承滑的条件（楔形承载载机理）机理）（1）两个运动的表面要有楔形间隙；（2）被油膜分开的两表面有一定相对滑动速度，且大口向小口；（3）润滑油必须有一定的粘度。（4）有足够充足的供油量。Pmax油压P分布曲线a b cVxy各油层

44、的速度分布压力油膜h0p/x0 p/x=0 p/xh0 h=h0 hh0)段，p/x0，即压力沿x方向逐渐增大；而在bc(hh0)段，即p/x0，这表明压力沿x方向逐渐降低。在a和c之间必有一处（b点）的油流速度变化规律不变，即p/x=0，因而压力p达到最大值。由于油膜沿着x方向各处的油压都大于入口和出口的油压，且压力形成如图3-9b上部曲线所示的分布，因而能承受一定的外载荷。b）被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度； 由式（3-10）可知，若将速度V降低，则p/x亦将降低，此时油膜各点的压力强度也会随之降低。如V降低过多，油膜将无法支持外载荷，而使两表面直接接触，致使油膜破裂，液体摩擦

45、也就消失。c）润滑油必须有一定的粘性。d）有足够充足的供油量。.习题：第三章第三章 摩擦、磨摩擦、磨损损及及润润滑理滑理论论一、选择题3-1 现在把研究有关摩擦、磨损与润滑的科学与技术统称为 。（1）摩擦理论；（2）磨损理论；（3）润滑理论；（4）摩擦学；3-2 两相对滑动的接触表面，依靠吸附的油膜进行润滑的摩擦状态称为 。（1）液体摩擦；（2）干摩擦；（3）混合摩擦；（4）边界摩擦；3-3 两摩擦表面间的膜厚比=0.43时，其摩擦状态为 ； 两摩擦表面间的膜厚比35时，其摩擦状态为 。（1）液体摩擦；（2）干摩擦；（3）混合摩擦；（4）边界摩擦；.3-4 采用含有油性和极压添加剂的润滑剂，主

46、要是为了减小 。（1）粘着磨损；（2）表面疲劳磨损；（3）磨粒磨损；（4）腐蚀磨损；3-5 通过大量试验， 得出的摩擦副的磨损过程图 （磨损量q与时间t的关系曲线）， 图中 是正确的。tqtqtqtqa)b)c)d).3-6 根据牛顿液体粘性定律，大多数润滑油油层间相对滑动时所产生的切应力与偏导数v/y之间的关系是 。 （1） ；（2） ；（3） ；（4） ;3-7 动力粘度的国际单位制(SI)单位为 。（1）泊(p)；（2）厘斯(cst)；（3）恩氏度(E)；（4）帕.秒(Pa.s)；3-8 运动粘度是动力粘度与同温下润滑油 的比值。（1）密度；（2）质量m；（3）相对密度d；（4）速度v；

47、.3-9 运动粘度的国际单位制(SI)单位为 。 （1）m2/s；（2）厘斯(cst)；（3）厘泊(cp) ;(4)帕.秒(Pa.s);3-10 当压力加大时，润滑油的粘度 。 （1）随之加大；（2）保持不变；（3）随之减小；（4）增大还是减小或不变，视润滑油性质而定；3-11 当温度升高时，润滑油的粘度 。 （1）随之升高；（2）随之降低；（3）保持不变；（4）升高或降低视润滑油性质而定；.二、分析二、分析题题1、何谓摩擦、磨损和润滑？它们之间的相互关系如何？2、按摩擦面间的润滑状况，滑动摩擦可分哪几种？3、按照磨损机理分，磨损有哪几种基本类型？它们各有什么主要特点？如何防止或减轻这些类型的

48、磨损发生？4、获得流体动压润滑的必要条件是什么？5、润滑剂的作用是什么？常用润滑剂有哪几种？.第四章第四章 螺螺纹纹零件零件一、概述一、概述 1、作用联接：起联接作用的螺纹;传动：起传动作用的螺纹;外螺纹内螺纹圆柱圆锥母体2、螺纹的形成 刀具做直线运动； 工件做旋转运动； 螺纹线：转动与直线运动； 螺纹牙：某一个形状小面积沿螺旋线运动就形成；3、螺纹的种类.牙型形状：三角=30矩形=0梯形=15锯齿=30、3右旋多数用右旋左旋旋向单线螺纹：沿一根螺旋线形成的螺纹；双线螺纹：沿二根螺旋线形成的螺纹；多线螺纹：沿三根以上螺旋线形成的螺纹；线数 常用螺纹的类型见表9-1，P201。. 常用的联接螺纹

49、要求自锁性，故多用单线螺纹；传动螺纹要求传动效率高，故多用双线或三线螺纹。米制：我国多采用米制螺纹；英制（管螺纹）；标准制4、主要尺寸、参数（看图P199，图9-1a）1）外径d螺纹的最大直径，在标准中定为公称直径；2）内径d1螺纹的最小直径，在强度计算中常作为螺杆危险截面的计算直径；3）中径d2近似等于螺纹的平均直径；4）螺距t相邻两牙中径线上对应轴线间的距离;.5）导程S同一条螺旋线相邻两牙的轴向距离；单线：S=t双线：S=2t多线：S=ntn头数；右旋6）升角：螺旋线与水平线夹角；ttSd2Sd27）牙型角 牙型斜角8）牙的工作高度h.二、各种螺二、各种螺纹纹的特点、的特点、应应用用自锁

50、条件：升角轴松配 （受拉应力）铰制孔螺栓联接 孔=轴紧配 （受剪应力）从受力来分析图9-4地脚螺栓联接书P202.3、安装形式紧螺栓拧紧；螺母需要拧紧，处于拉伸与扭转复合应力状态下；松螺栓不拧紧；螺母不需要拧紧，在承受工作载荷之前，螺栓不受力。例如起重吊钩等；P2144、螺纹零件精度等级A、B、C：A级精度最高，通常用C级；材料热处理尺寸系列化标准化M10100（三角、中径、长度）.四、四、拧紧拧紧 在使用上，绝大多数螺纹联接在装配时都必须拧紧；预紧的目的在于增强联接的可靠性和紧密性。 预紧力的大小是通过拧紧力矩来控制的。因此，应从理论上找出预紧力和拧紧力矩之间的关系。端面摩擦力矩T2摩擦力矩

51、T1拧紧力矩TQp 如图所示，由于拧紧力矩T（T=FL）的作用，使螺栓和被联接件之间产生预紧力 Qp。由机械原理可知，拧紧力矩T等于螺旋副间的摩擦阻力矩T1和螺母环形端面和被联接件（或垫圈）支撑面间的摩擦阻力矩T2之和，即：.其中：kt拧紧系数，0.10.3； Qp预紧力； d螺栓的公称直径； 对于一定公称直径d的螺栓，当所要求的预紧力 Qp已知时，即可按上式确定扳手的拧紧力矩T。 控制预紧力的方法很多，有以下几种方法：1、根据经验、伸长、圈数来判断拧紧力的大小；2、用测力矩扳手、定力矩扳手；图9-6 测力矩扳手 书P204图9-6定力矩扳手 书P204.五、五、设计设计螺栓的方法螺栓的方法

52、成组使用， ，应力均匀分布。QpSPFmax=?螺栓组受力分析求Fmax ;单个螺栓的受力分析求Q；1、受力分析. 2、应力分析 3、失效分析 4、材料选择 5、计算准则 6、主要参数计算：d查标准螺栓、螺母、垫片； 7、结构设计l（螺杆长度）根据被联接件的厚度；习题： 第四章第四章 螺螺纹纹零件零件一、选择题.1、在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是 。（1）三角形螺纹；（2）梯形螺纹；（3）锯齿形螺纹；（4）矩形螺纹；2、在常用的螺纹联接中，自锁性最好的螺纹是 。（1）三角形螺纹；（2）梯形螺纹；（3）锯齿形螺纹；（4）矩形螺纹；3、当两个被联接件不太厚时，宜采用 。（1）双头螺柱联接

53、；（2）螺栓联接；（3）螺钉联接；（4）紧定螺钉联接；4、当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要经常拆装时，往往采用 。（1）螺栓联接；（2）螺钉联接；（3）双头螺柱联接；（4）紧定螺钉联接；4123.5、当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且联接不需要经常拆装时，往往采用 。（1）螺栓联接；（2）螺钉联接；（3）双头螺柱联接；（4）紧定螺钉联接；6、在拧紧螺栓联接时，控制拧紧力矩有很多方法，例如 。（1）增加拧紧力；（2）增加扳手力臂；（3）使用测力矩扳手或定力矩扳手；7、螺纹联接预紧的目的之一是 。（1）增强联接的可靠性和紧密性；（2）增加被联接件的刚性；（3）减小螺栓的刚性；8、

54、有一汽缸盖螺栓联接，若汽缸内气体压力在02Mpa之间循环变化，则螺栓中的应力变化规律为 。（1）对称循环变应力；（2）脉动循环变应力；（3）非对称循环变应力；（4）非稳定循环变应力；2313.六、螺栓六、螺栓组组的受力分析的受力分析 绝大多数情况下，螺栓都是成组使用的，在这一组中，螺栓规格完全一致。 进行螺栓组受力分析的目的是：求出受力最大的螺栓及其所受的力。下面针对几种典型的受载情况，分别加以讨论。1、受、受轴轴向向载载荷的螺栓荷的螺栓组联组联接接 图1为一受轴向总载荷F的汽缸盖螺栓组联接。F的作用线与螺栓轴线平行，根据螺栓的静力平衡及变形协调条件，每个螺栓所受的轴向工作载荷为：Z螺栓个数；

55、PF=PS图1 汽缸盖螺栓组联接.2、受横向载荷的螺栓组联接QpFFFfa）松配（普通螺栓联接） 上图所示为一由螺栓组成的受横向载荷的螺栓组联接。横向载荷的作用线与螺栓轴线垂直，当采用普通螺栓联接时，靠联接预紧后在结合面间产生的摩擦力来抵抗横向载荷。 对于普通螺栓联接，应保证联接预紧后，结合面间所产生的最大摩擦力必须大于或等于横向载荷。 假设各螺栓所需要的预紧力均为Qp，螺栓数目为z，则其平衡条件为（靠摩擦力与外载荷平衡）：.ks防滑系数，1.11.3;QpFFFfi结合面数；.B）紧配（铰制孔螺栓联接）F 当采用紧配螺栓联接时，靠螺栓杆受剪切和挤压来抵抗横向载荷。因此，每个螺栓所受的横向工作

56、剪力为：z螺栓数目；.3、受转矩的螺栓组联接Tr1r3r4r2QpfQpf松配Tr1r3r4r2QpfQpf紧配机架地基A）松配 当采用普通螺栓时，靠联接预紧后在结合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。根据作用在底板上的力矩平衡的条件得：由上式可得各螺栓所需的预紧力为：式中：f结合面的摩擦系数； ri第i个螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的距离； z螺栓数目； ks防滑系数，同前。.b)紧配 当采用紧配螺栓时，在转矩T的作用下，各螺栓受到剪切和挤压作用，则各螺栓的剪切变形量与各该螺栓轴线到螺栓组对称中心O的距离成正比。即距螺栓组对称中心O越远，螺栓的剪切变形量越大，其所受的工作剪力也越大。 如图所示，

57、用ri、rmax分别表示第i个螺栓和受力最大螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的距离；Fi、Fmax分别表示第i个螺栓和受力最大螺栓的工作剪力，则得：上式可变形为：.根据作用在底板上的力矩平衡的条件得：把 代入联解以上两式，可求得受力最大的螺栓的工作剪力为：.4、受倾覆力矩M机架地基M 在M的作用下，轴线左边的螺栓将受到工作拉力F，而轴线右边的螺栓的预紧力将减小。根据底板的静力平衡条件有：根据螺栓的变形协调条件得知，各螺栓的工作拉力也与这个距离成正比，于是有：各螺栓的工作拉力即可通过联立以上两式求出。.在图中左边距底板翻转轴线最远的螺栓1和10的工作拉力最大，为： 一般来说，其他型式的螺栓受力也可这

58、样分析，其中有些还是上述四种的特例或组合。.总总 结结螺栓组 单个螺栓轴向轴向力松配：轴向力Qp紧配：横向力（假定每个螺栓所受力相同）松配：轴向力Qp紧配：横向力（单个螺栓所受力是不等的）（rmax）轴向力横向力横向转矩对于单个螺栓来讲只受两个方向的载荷倾覆力矩轴向力（rmax）翻转半径最大的地方;.例例题题1 平行，均匀分布F支架 吊环解：.例例题题2 某钢制吊架用螺栓组固定在水平钢梁上，螺栓组由四个普通螺栓组成。吊 架FQFQMr1r2r3r2解：找中心线，向中心简化，向联接中心平移。有两种基本外载荷：轴向力和倾覆力矩，在倾覆力矩作用下，一边受拉，另一边受力减小，力臂最大处，载荷最大。.例

59、题3 螺栓组联接的的三种方案如图示，试问哪个方案较好？哪种螺栓布局更合理？RRRaaa ar=aF1F2F1F2RF1TF1-F2F1 解：(1) a）松配b）紧配.F1F2F1F2RT（2）第二种方案 半径为aRF1F2F1F2Fmax（3）第三种半径为a，最合理。同时由三个螺栓来承受转矩T，每个螺栓F2。F2是有两个螺栓起作用。用平行四边形法则，预紧力小。a) 紧配横向力比第一种小，要合理一些，所用的螺栓直径很小。.例题4 试分析图示电动机螺栓联接中受哪几种基本载荷？RVHHVMHVVMVHHT解：左、右翻，前、后翻。同时受横向、轴向、转矩和翻转力矩的作用。.七、失效分析、七、失效分析、计

60、计算准算准则则轴向、横向载荷无论受何种形式；受轴向载荷：断裂、塑性变形受横向载荷：剪断、压溃断裂剪断压溃失效计算准则对单个螺栓联接而言，其受力的形式不外乎是受轴向力或受横向力。. 对于受拉螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂，因而其设计准则是保证螺栓的静力拉伸强度；对于受剪螺栓，其主要破坏形式是螺栓杆和孔壁间压溃或螺栓杆被剪断，其设计准则是保证联接的挤压强度和螺栓的剪切强度。八、八、单单个螺栓的受力分析个螺栓的受力分析1、受轴向载荷a)松螺栓联接 松螺栓联接装配时，螺母不需要拧紧。在承受工作载荷之前，螺栓不受力。例如起重吊钩等的螺纹连接均属此类。图9-18起重吊钩的松螺栓联接书P214

61、. 现以起重吊钩的螺纹联接为例，说明松螺栓联接的强度计算方法。如图9-18所示，当联接承受工作载荷F时，螺栓所受的工作拉力为F，则螺栓危险截面的拉伸强度条件为：F（拉应力）或式中：d1螺栓危险截面的直径，mm； 螺栓材料的许用应力，Mpa；.b)只受预紧力 紧螺栓联接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力Qp的拉伸而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩T1的扭转而产生扭转剪应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态下。螺栓危险截面的拉伸应力为：螺栓危险截面的扭转剪应力为：.把参数代入上式后可得：根据第四强度理论，求出螺栓预紧状态下的计算应力为：由此可得： 由此可见，紧螺栓联接在拧紧时

62、虽是同时承受拉伸和扭转的联合作用，但在计算时，可以只按拉伸强度计算，并将所受的拉力（预紧力）增大30%来考虑扭转的影响。.C）受预紧力和轴向外载Qp 和 FQ=?Qp+F工作载荷PF 这种紧螺栓联接承受轴向拉伸工作载荷后，由于螺栓和被联接件的弹性变形，螺栓所受的总拉力并不等于预紧力和工作拉力之和。应从分析螺栓联接的受力和变形的关系入手，找出螺栓总拉力的大小。. 图9-19表示单个螺栓联接在承受轴向拉伸载荷前后的受力及变形情况。QpQpmbbmQpQpF 图9-19a是螺母刚好拧到和被联接件相接触，但尚未拧紧。此时，螺栓和被联接件都不受力，因而也不产生变形。 图9-19b是螺母已拧紧，但尚未承受

63、工作载荷。此时，螺栓受预紧力Qp的拉伸作用，其伸长量为b。相反，被联接件则在Qp的压缩作用下，其压缩量为m。. 图9-19c是承受工作载荷时的情况。当螺栓承受工作载荷后，因所受的拉力由Qp增至Q而继续伸长，其伸长量增加，总伸长量为b+。与此同时，原来被压缩的被联接件，因螺栓伸长而被放松，其压缩量也随着减小。根据联接的变形协调条件，则被联接件压缩变形的减小量应等于螺栓拉伸变形的增加量。因而，总压缩量为m=m。而被联接件的压缩力由Qp减至Qp。Qp称为残余预紧力。 显然，联接受载后，由于预紧力的变化，螺栓的总拉力Q并不等于预紧力Qp与工作拉力F之和，而等于残余预紧力Qp与工作拉力F之和。. 上述的

64、螺栓和被联接件的受力和变形关系，还可以用线图表示。图9-20a、b分别表示螺栓和被联接件的受力与变形的关系。由图可见，在联接尚未承受工作拉力F时，螺栓的拉力和被联接件的压缩力都等于预紧力Qp。因此，为分析上的方便，可将图9-20a、b，合并成图9-20c。力变形Qpbb力变形Qpmm. 如图9-20d所示，当联接承受工作载荷F时，螺栓的总拉力为Q，相应的总伸长量b+；被联接件的压缩力等于残余预紧力Qp，相应的总压缩量为m=m。由图可见，螺栓的总拉力Q等于残余预紧力Qp与工作拉力F之和，即：力变形QpbbmmQFQpF1F2图9-20单个螺栓联接受力变形线图. 螺栓的预紧力Qp与残余预紧力Qp、

65、总拉力Q的关系，可由图9-20中的几何关系推出。由图9-20可得：式中Cb、Cm分别表示螺栓和被联接件的刚度。由图9-20d得，螺栓的总拉力为：螺栓的残余预紧力为：. 为了保证联接的紧密性，以防止联接受载后结合面间产生缝隙，应使Qp0。推荐采用Qp为：对于有密封性要求的联接： Qp=（1.51.8）F；对于一般联接，工作载荷稳定： Qp=（0.20.6）F；工作载荷不稳定时： Qp=（0.61.0）F；对于地脚螺栓联接： Qp F； 设计时，可先根据连接的受载情况，求出螺栓的工作拉力F；再根据联接的工作要求选取Qp值；然后按式（9-12）计算螺栓的总拉力Q。求得Q值后即可进行螺栓强度计算。考虑

66、到螺栓在总拉力Q的作用下；可能需要补充拧紧，故仿前将总拉力增加30%以考虑扭转剪应力的影响。于是螺栓危险截面的拉伸强度条件为： 螺栓总拉力为：Q.补充拧紧产生的螺纹摩擦力矩为：T1Qp下1.3Q下1.3这两个不一样按照第四强度理论：或.例题9-1：P219 图9-23 图9-23所示钢制搭接梁用8个螺栓（每侧4个）连接起来。梁的厚度为25mm，搭板厚度为15mm，梁上的横向静载荷F=40kN，梁与搭板接合面之间的摩擦因数f=0.15，取过载系数Kf=1.2，装配时不控制预紧力，试分别按钢制普通螺栓连接和钢制铰制孔用螺栓连接设计此连接，并确定连接件的规格。.习题：第四章第四章 螺螺纹纹零件零件一

67、、选择题8、承受预紧力F的紧螺栓联接在受工作拉力F时，剩余预紧力为F，其螺栓所受的总拉力F0为 。（1） ； （2） ； （3） ；（4） ；9 承受横向载荷或旋转力矩的紧螺栓联接，该联接中的螺栓 。（1）受剪切作用；（2）受拉伸作用；（3）受剪切和拉伸作用；（4）既可能受剪切又可能受拉伸作用；24.10、现有一单个螺栓联接，要求被联接件的结合面不分离，假定螺栓的刚度Cb与被联接的刚度Cm相等，联接的预紧力为F，现开始对联接施加轴向载荷，当外载荷达到与预紧力F的大小相等时，则 。（1）被联接件发生分离，联结失效；（2）被联接件即将发生分离，联接不可靠；（3）联接可靠，但不能再继续加载；（4）联

68、接可靠，只要螺栓强度足够，外载荷F还可继续增加到接近预紧力F的两倍；11、在下列四种具有相同公称直径和螺距并采用相同的配对材料的传动螺旋副中，传动效率最高的是 。（1）单线矩形螺纹；（2）单线梯形螺纹；（3）双线矩形螺纹；（4）双线锯齿形螺纹；12、被联接件受横向载荷作用时，若采用一组普通螺栓联接，则载荷靠 来传递。（1）结合面之间的摩擦力；（2）螺栓的剪切和挤压；（3）螺栓的剪切和被联接件的挤压；431.13、设计螺栓组联接时，虽然每个螺栓的受力不一定相等，但对该组螺栓仍均采用相同的材料、直径和长度，这主要是为了 。（1）外形美观；（2）购买方便；（3）便于加工和安装；14、确定紧螺栓联接中

69、拉伸和扭转复合载荷作用下的当量应力时，通常是按 来进行计算的。（1）第一强度理论；（2）第二强度理论；（3）第三强度理论；（4）第四强度理论；15、当采用铰制孔用螺栓联接承受横向载荷时，螺栓杆受到 作用。（1）弯曲和挤压；（2）拉伸和剪切；（3）剪切和挤压；（4）扭转和弯曲；343.八、八、单单个螺栓的受力分析个螺栓的受力分析1、受轴向力a)松螺栓：b)只受预紧力Qpc)Qp和F（受预紧力和轴向外载） 对于受轴向变载荷的重要联接，除作静强度计算外，还应根据下述方法，对螺栓的疲劳强度作精确校核。力变形QpbbmmQFQp0F螺栓中总拉力的变化螺栓工作拉力的变化图5-17承受轴向变载荷的螺栓联接.

70、 如图9-21所示，当工作拉力在0F之间变化时，螺栓所受的总拉力将在QpQ之间变化，则螺栓危险剖面的最大拉应力为：0/204545amADGC45试件零件-1-1/K(0/2,0/2)(0/2,0/2K)r=Cm=Cmin=C0amADGCMNM3N3I45minMminN.最小拉应力（注意此时螺栓中的应力变化规律是min保持不变）为：应力幅为： 设螺栓的工作应力点在OJGI区域内，则其应力线应与极限应力线AG相交，则可仿下式校核螺栓危险截面的疲劳强度。即：.螺栓的最大应力计算安全系数为：RLmind0图9-22承受横向力的紧螺栓联接2、受横向力 这种联接是利用配合螺栓抗剪来承受载荷R的。螺栓

71、与孔壁之间无间隙，接触表面受挤压；在联接结合面处，螺栓杆受剪切。因此，应分别按挤压及剪切强度条件计算。.螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：螺栓杆的剪切强度条件为：式中：R螺栓所受的工作剪力，N； d0螺栓剪切面的光杆直径，mm； Lmin螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度； p螺栓或孔壁材料的许用挤压应力；一般情况下，按被联接件查许用挤压应力； 螺栓材料的许用剪切应力，Mpa；.*自学 9-6 （P224） 提高螺栓联接强度的措施例题9-2 P222螺旋螺旋传动传动一、作用 它主要用于将回转运动转变为直线运动，同时传递运动和动力。二、类型 螺旋传动按其用途不同，可分为以下三种类型：传力螺旋：它以传递力为

72、主；传导螺旋：它以传递运动为主；调整螺旋：它用以固定零件的相对位置；螺旋传动滑动螺旋滚动螺旋静压螺旋按其摩擦性质不同螺旋传动按其螺旋副的摩擦性质不同，又可分为：本节重点讨论滑动螺旋传动的设计和计算。.三、设计（滑动螺旋传动的）F托杯手柄螺母螺杆支架.F.受力分析：F（重力）、T1（螺纹力矩）应力分析螺杆：（压应力）（剪应力）ca螺纹牙（根）：（剪应力）、b，、bb螺纹表面：p（压应力） pp螺母凸缘、b，bbp，pp螺杆：变形、断裂；螺纹牙：剪断、弯断；螺纹表面：磨损（是主要失效形式）；螺母凸缘：弯断、压溃（根据经验不会剪断）；失效分析计算几何参数：通过分析和实验总结根据耐磨性条件：.螺杆直径

73、螺母高度校核其它强度：自锁性、稳定性校核：螺旋副的自锁性，螺杆的稳定性结构设计：支架、螺旋杆的长度、托杯、手柄； 我们只讲了螺旋传动的设计方法，具体设计步骤，大家可以看书P229；（三）滑动螺旋传动的设计计算（自学内容，P231235）.第五章第五章 带传动带传动作用：在两个平行轴之间传递运动和动力。一、特点a带13212n1n2D1D2图8-1带传动示意图1、组成：带传动一般是由固联于主动轴上的带轮1（主动轮）、固联于从动轮上的带轮2（从动轮）和紧套在两轮上的传动带3组成的（图3-1）。.2、类型V带（三角带）传动平带同步带在带传动中，常用的有帘布芯结构：由伸张层1（胶料）、强力层2（胶帘布

74、）、压缩层3（胶料）和包布层4（胶帆布）组成。绳芯结构：由伸张层1（胶料）、强力层2（胶线绳）、压缩层3（胶料）和包布层4（胶帆布）组成。结构 在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。因而V带传动的应用比平带传动广泛得多。3带的结构 标准普通V带，其结构主要有下列两类：.4剖面尺寸 普通V带的剖面尺寸分为Y、Z、A、B、C、D、E七种型号（表3-1），其长度系列见表3-8。ZAY5带传动的几何计算 在带传动的设计中，主要几何参数有包角、带长L、带轮直径d1、d2和中心距a等。包角1、2：.内周长度Li，也称公称长度；基准长度Ld，沿V带的节面量得的节线周长。a12n1n2紧边松

75、边F0F1F0F2VFf1Ff2二、工作能力分析二、工作能力分析1工作原理工作前：F0初拉力；工作后：F1紧边；F2松边；.摩擦传动：摩擦力决定带传动的工作能力。 通过传动带将主动轴上的运动和动力传给从动轴。2有效拉力进入小带轮一边紧边；退出小带轮一边松边；F1F2Ff1 如果近似地认为带工作时的总长度不变，则带的紧边拉力的增加量应等于松边拉力的减少量，即：.在图中，当取主动轮一端的带为分离体时，根据摩擦力分布力带的有效拉力将上式代入前式，可得：故整个接触面上的总摩擦力Ff即等于带所传递的有效拉力，即；.带的最大有效拉力用Fec表示。NVWFf=Nf当W=Ff时，这个装置就达到了极限；当WFf

76、时，发生打滑现象，这个装置就失效了。. 由上式可知，带的两边拉力F1和F2的大小，取决于初拉力F0和带传动的有效拉力Fe。显然，当其他条件不变且初拉力F0一定时，这个摩擦力有一极限值。这个极限值就限制着带传动的传动能力。n1n2F0F1F0F2VFf1Ff2maxT1T2.3最大有效拉力Fec 带传动中，当带有打滑趋势时，摩擦力即达到极限值。这时带传动的有效拉力亦达到最大值。下面来分析最大有效拉力的计算方法和影响因素。F1F2dNn11dxyfdNFF+dF如果截取微量长度的带为分离体，如图所示，则根据，得：.又根据，得：对上两式两边积分（1），得：又又根据，代入上式可得出带所能传递的最大有效

77、拉力为：.式中：e自然对数的底（e=2.718）； f摩擦系数（对于V带，用当量摩擦系数fv代替f）； 带在带轮上的包角，rad； 上式即所谓柔性体摩擦的欧拉公式。讨论讨论：由上式可知，最大有效拉力Fec与下列几个因素有关：（1）初拉力F0.（2）摩擦系数f（与材料、结构有关）V带用当量摩擦系数fv。（3）包角1120小带轮包角包角1与a、D1、D2有关（D1、D2相差越大，包角越小）。三、三、应力分析力分析带传动工作时，带中的应力有以下几种：1拉应力紧边F1松边F2.2离心应力FcFcFcdFc：式中：q传动带单位长度的质量；Fc离心力作用在传动带产生的离心拉力；（01积分）得：.3弯曲应力

78、 带绕在带轮上时要引起弯曲应力，带的弯曲应力为（小带轮受的弯曲应力比较大）：式中：h带的高度； D带轮的计算直径； E带的弹性模量；.1）循环变应力；2）n1n2b1b212c3）位置：进入小带轮的那一点；.四、运四、运动动特性特性1弹性滑动是带传动固有的特性；小带轮VV2V1V2n1n2V1V2T2F1F2V动弧静弧Fec滑动率.2打滑外载 Fec五、失效五、失效变应力疲劳失效过载打滑弹性滑动磨损.六、六、V带带的的设计设计1方法受力分析：F0、F1、F2应力分析：失效分析： 疲劳失效 带 小轮 大轮打滑磨损计算准则确定：确定主要参数：z根数D1、D2、a结构设计：带轮尺寸（轮毂、轮缘）.2

79、许用功率试验方法：条件：=180，i=1，特定长度，化学纤维带质，平稳工作条件 单根V带的许用功率P0；b2 寿命增加当i1时，有一增量p0.其中： 代入上式得：上式可变换为：.VP实际FPd、nd3实际的传递功率P实际.a)根据电动机的额定功率名义b)工作机的负载.KA载荷系数；式中：P0与带的型号、D1、n1有关； k； kLL； P0i； k材质；4设计步骤已知：n1、n2、(i)、P，设计带传动。.1）计算PcaOABPcan1KAP52表3-6；2）查带的型号Pca、n1P54图3-10.3）计算D1、D2根据带的型号、DminP46表3-34）验算V一般V=1020m/s.D1、D

80、2取系列值，P49表3-4a。5）中心距a，一般以0和5结尾，不要用小数点。6）基准长度LdP54LdP54公式（3-19）标准Ld，查P52表3-8，得Ld。7）验算1.8)：P0、k、kL、P0、k P0P49表3-4a； kP52表3-7； kLP52表3-8； P0P51表3-5a ； k0.75棉帘布和棉线绳结构的胶带； 1.00对于化学纤维线绳结构的胶带； 2.009)计算z10)计算F0P56公式(3-23)11）计算压轴力QP56公式(3-24)QF0F0压轴力Q.12）带轮的结构设计材料的选择：铸铁、钢实心：(2.53)d腹板：D孔板轮辐结构形式13）设计张紧装置P56图3-

81、13作业3-2题。.习题： 第五章第五章 带传动带传动一、选择题1、V带传动主要依靠 传递运动和动力。（1）带的紧边拉力；（2）带和带轮接触面间的摩擦力；（3）带的预紧力；2、在一般传递动力的机械中，主要采用 传动。（1）平带；（2）同步带；（3）V带；（4）多楔带；3、带传动中，V1为主动轮圆周速度，V2为从动轮圆周速度，V为带速，这些速度之间存在的关系是 。（1） ；（2） ；（3） ；（4） ；4、带传动打滑总是 。（1）在小轮上先开始；（2）在大轮上先开始；（3）在两轮上同时开始；2321.5、带传动中，带每转一周，拉应力是 。（1）有规律变化的；（2）不变的；（3）无规律变化的；6、

82、带传动正常工作时不能保证准确的传动比是因为 。（1）带的材料不符和胡克定律；（2）带容易变形和磨损；（3）带在带轮上打滑；（4）带的弹性滑动；7、带传动工作时产生弹性滑动是因为 。（1）带的预紧力不够；（2）带的紧边和松边拉力不等；（3）带绕过带轮时有离心力；（4）带和带轮间摩擦力不够；8、带传动中，若小带轮为主动轮，则带的最大应力发生在带 处。（1）进入主动轮；（2）进入从动轮；（3）退出主动轮；（4）退出从动轮；1421.11、V带传动设计中，限制小带轮的最小直径主要是为了 。（1）使结构紧凑；（2）限制弯曲应力；（3）保证带和带轮接触面间有足够摩擦力；（4）限制小带轮上的包角；12、V带

83、传动设计中，选取小带轮基准直径的依据是 。（1）带的型号；（2）带的速度；（3）主动轮转速；（4）传动比；13、带传动采用张紧装置的目的是 。（1）减轻带的弹性滑动；（2）提高带的寿命；（3）改变带的运动方向；（4）调节带的预紧力；14、下列V带传动中， 图的张紧轮位置是最合理的。a)b)c)d)2143.第六章第六章 链传动链传动一、特点一、特点 传动链有套筒滚子链（简称滚子链）、齿形链等类型。.二、二、滚滚子子链链的的结结构构 滚子链的结构如图3-20所示。它是由滚子、套筒、销轴、内链板和外链板所组成。 滚子链和链轮啮合的基本参数是节距p， 链长Lp链节数。主、从动链轮齿数z1、z2。三、

84、三、链传动链传动的运的运动动特性特性12C. n1n2pVV221V1V1V1ABCZ1Z2. 从A点升到B点再降到C点（水平链速）。VxCAB.讨论：1、 、 ；2、 随z1、z2； z、p、（变化范围越大）is、2，振动； z、pis、2（变化小），平稳；.3、is=C= z1=z2 VABC1/201/2保证同相位变化；多边形效应2、isC，p、z； 上述链传动运动不均匀性的特征，是由于围绕在链轮上的链条形成了正多边形这一特点所造成的，故称为链传动的多边形效应。.四、附加四、附加动载动载荷荷 附加动载荷是指正常的工作载荷以外，由于速度的变化，引起惯性力，从而产生了附加动载荷。五、受力、五

85、、受力、应应力分析力分析紧边链板疲劳；套筒、滚子点蚀；冲击疲劳断裂；1、疲劳破坏松边变应力六、失效分析六、失效分析.2、铰链磨损磨损（后）p掉链3、胶合V4、链条静载拉断V0.6m/s、F工作七、七、计计算准算准则则nPC润滑恶劣P0许用销轴、套筒胶合套筒、滚子冲击疲劳链板疲劳.实验条件：单排、润滑良好、中等速度、z1=19，Lp=100节，平稳，寿命为15000h。其中：Kz小链轮齿数系数； Kp多排链系数； KL链长系数；静强度校核:8式中，Sca链的抗静力强度的计算安全系数； Q单排链的极限拉伸载荷； n排数； KA工作情况系数； F1链的紧边拉力；.八、八、设计设计步步骤骤已知：n1、

86、n2（i）、P。求：链号（p）、z1、z2、Lp、a。1）确定z1、z2、iz1平稳z1z2重量z1zmin P71表3-13z2zmax=120i6 i=23.5i（啮合齿数减少）z工作磨损2）计算Pc其中：KAP69表3-10.式中，Kz齿数系数，表3-11； Kp多排链系数，P70表3-12； KL链长系数；n1P008A10A12A滚子、套筒冲击疲劳链板疲劳P0（根据P69，图3-31）查链号（p）；P0链号（根据P63，表3-9）查p；3）节距p.KQ=1.15(水平)或1.05（垂直）6) 低速静强度校核（3050）p484）a、Lp若过大、过长易掉链；若过小，包角小，工作能力5）

87、压轴力Q.7）链轮的结构设计（作为自学内容）8）布置、张紧、润滑布置查p73图3-36；张紧查p73图3-37；润滑查P70图3-32；VP例题：3-3作业：3-8.习题： 第六章第六章 链传动链传动一、选择题1、链传动中，限制链轮最少齿数的目的之一是为了 。（1）减少传动的运动不均匀性和动载荷；（2）防止链节磨损后脱链；（3）使小链轮轮齿受力均匀；（4）防止润滑不良时轮齿加速磨损；2、链传动中，最适宜的中心距是 。（1）（1020）p；（2）（2030）p；（3）（3050）p；（4）（5080）p；3、设计链传动时，链节数最好取 。（1）偶数；（2）奇数；（3）质数；（4）链轮齿数的整数倍

88、；4、多排链排数一般不超过3或4排，主要是为了 。（1）不使安装困难；（2）使各排受力均匀；（3）不使轴向过宽；（4）减轻链的重量；1312.5、链传动只能用于轴线 的传动。（1）相交成90；（2）相交成任意角度；（3）空间90交错；（4）平行；6、链传动张紧的目的主要是 。（1）同带传动一样；（2）提高链传动工作能力；（3）避免松边垂度过大而引起啮合不良和链条振动；（4）增大包角；7、链传动人工润滑时，润滑油应加在 。（1）紧边上；（2）链条和链轮啮合处；（3）松边上；433.第八章第八章 滑滑动轴动轴承承一、概述一、概述作用：支承、回转；动压三个条件静压：油泵非液体液 体滑动滚动摩擦滑动轴

89、承：无滚动体滚动轴承：有滚动体，径向尺寸大. a向心轴承：只受径向载荷，如链传动、带传动等压轴力；推力轴承：只受轴向载荷，如斜齿轮；滑动轴承特点：径向尺寸小；滑动轴承：抗冲击、减振作用、径向尺寸； 剖分结构（装拆方便）、JB（有标准）；.二、二、结结构构1、组成瓦背轴承衬轴瓦轴承座（壳体）润滑装置：油孔、油沟、油槽、供油装置；密封件2、向心轴承剖分式：（对开式）结构复杂、装拆方便，（可调隙）；P289整体式：结构简单、装拆复杂，（不可调隙）； P289调隙式： P290.靠外锥体向右移图12-3a侧视图图12-6靠轴瓦移动n椭圆轴承：运转平稳、动压润滑、压力油膜把轴支承起来，同心度不好； P2

90、93多油楔轴承：同心度好，运转稳定，承载小； P293.3、推力轴承1）固定式： P2912）可倾扇面式： P293三、三、轴轴瓦的材料和瓦的材料和结结构构1、对材料的要求a)足够机械强度 B、S、-1、HBSb)抗粘着性：取轴和轴瓦互溶性比较小； FeSn、Sb、pb、In、Ag。这些与铁的互溶性较小。C)适应性（良好）：比较软、弹性好、硬度低；.嵌藏性（书上又称容纳异物）：能够很快嵌进去，保持轴和轴瓦干净，要求比较软；沼泽地：磨粒磨损锡基：（以锡为主要基础材料）抗腐蚀性；铅基：b)轴承合金e)易得、价格：考虑价格、资源；2、常用材料a)铸铁：载荷较小，转速较低，易得、价格、其它性能差一些；

91、.c)铜合金d)铝合金e)陶质金属：（自润滑轴承）通过粉末挤压成形，间隙比较大，受载后油出来，当载荷消失时，油又被吸进去，一般载荷较小；f)石墨：润滑剂、比较脆、摩擦系数小，适应性、嵌藏性差；g)非金属：塑料、价格便宜、寿命短、一次性；相应性能；P187表8-2.3、结构：整体、剖分双金属：瓦背轴承衬中间层nn三金属：油孔、油沟、油槽；油孔不能开在承载区；.四、四、润润滑滑1、润滑剂：润滑脂、润滑方式；a)人工定期润滑（油杯、润滑脂）；b)针阀式润滑（油杯、润滑油）；c)甩油环d)飞溅e)循环2、方式甩油环供油系统出.3、选择原则式中，p压强； V轴径的线速度；K3 aK26 bK32 e.五

92、、非液体滑五、非液体滑动轴动轴承承设计设计（混合（混合润润滑、滑、边边界界润润滑）滑）aQR1R2TTQ链Q带Q链Q带1、失效R(p)磨损.2、计算准则限制条件：防止润滑油挤出 （限制载荷）防止轴承衬过度磨损；ldP（支反力）防止过热 （限制温升）过热产生胶合；防止加速磨损 （限制速度）加速磨损；式中：n是轴颈的速度；.3、步骤a）选择轴承的结构，轴瓦的材料整体、剖分承载区不能在剖分面上；小链轮大带轮电动机.b）初选轴承尺寸d、l根据轴的结构d轴径d（查手册）轴承型号l；c）工作能力校核与常规机械零件设计步骤不同。例题8-1 P188 作业8-1.习题： 第八章第八章 滑滑动轴动轴承承一、一、

93、选择题选择题1、含油轴承是采用 制成的。（1）硬木；（2）硬橡皮；（3）粉末冶金；（4）塑料；2、滑动轴承的润滑方法，可以根据 来选择。（1）平均压强p；（2） ；（3）轴颈圆周速度V；（4）pV值；3、在滑动轴承中，当 时，应采用 。（1）油脂润滑；（2）油杯润滑；（3）油环或飞溅润滑；（4）压力循环润滑；324.4、动压向心滑动轴承中在获得液体摩擦时，轴心位置O1与轴承孔中心位置O及轴承中的油压分布，将如图中 所示。5、在非液体润滑滑动轴承中，限制p值的主要目的是 。（1）防止轴承衬材料过度磨损；（2）防止轴承衬材料发生塑性变形；（3）防止轴承衬材料因压力过大而过度发热；（4）防止出现过大

94、的摩擦阻力矩；6、在非液体润滑滑动轴承设计中，限制pV值的主要目的是 。（1）防止轴承因过度发热而产生胶合；（2）防止轴承过度磨损；（3）防止轴承因发热而产生塑性变形；oo1oo1oo1oo1111.第九章第九章 轴轴一、分一、分类类作用：支承、传递转速和扭矩；传动轴：只受转矩；P150表6-1心 轴：只受弯矩；转 轴：既有转矩又有弯矩；受力TT前桥后桥只受T滑轮只受M既有T、M. 光轴阶梯轴直轴曲轴刚性挠性 P151图6-1轴线形状二、二、设计特点特点 轴的结构：阶数d、l1）轴的结构设计：包括确定轴的基本直径和各段长度；2）选择轴的材料；3）强度校核；4）刚度校核（变形大、加工误差大）；5

95、）振动稳定性校核（主要在转速较高防止共振）；.三、三、结结构构设计设计轴向：轴肩、轴环、套筒周向：1）轴上零件定位23轴端挡圈轴环套筒.h=(0.070.1)d定位轴肩套筒轮毂轮毂圆角轴肩圆角（过渡圆角的作用是减少应力集中）要避免三面接触.等强度角度中间粗、两头细；普通碳钢：Q235，机械性能好，价格便宜；优质碳钢：45#碳钢四、材料的四、材料的选择、失效形式、失效形式断裂：机械性能良好B、S、-1；磨损：HBS、热处理；变形：刚度、结构尺寸、材料；共振：转速n限制；.合金钢：机械性能比碳钢好，热处理性能也好；铸铁、球墨铸铁：若有其它结构要求，对应力集中敏感性比较差；P151表6-2轴的常用材

96、料及其对应的机械性能；五、五、强强度度计计算算1）按扭转强度计算传动轴TT扭矩图式中，WT抗剪剖面模量；P155.式中，A0与轴的材料有关的系数，P153表6-3；式中，P轴所传递的功率； n轴的转速；. 有一个键槽，轴径加大3%；有两个键槽，轴径加大7%；同一截面上d圆整，最好以0和5结尾，便于测量；.2）按弯扭合成强度计算心轴、转轴（近似）yxR1R1Q带Q链水平垂直简化力学模型简支梁弯矩图. TMbMmaxM中、d小dmin危险截面=0.6 频繁的起动、制动r=0（脉动循环）r=-1 r=+1=0.3b r=-1对于转轴（近似），受变应力，应用疲劳强度理论，而第四强度理论是静强度。 若考

97、虑应力变化的情况用该公式：.3）按疲劳强度计算 转轴（精确计算）稳定的非对称应力对于轴来讲，我们用r=C.br=-1 m=0r=+1r=0 m=a=max/2MmaxM中 d小dmin应力集中处危险截面 同一平面有二种以上的应力集中影响因素，分别查出k，最后取kmax。按圆角、键槽、配合来查，选最大的。六、六、轴的的刚度度计算算（自学内容P162）.七、七、设计设计步步骤骤1）轴头的设计按扭矩对轴头直径初估取大值（圆整）按功率：按直径：按轮毂孔的直径D弯扭合成ca，静强度；按安全系数S，疲劳强度； 例题6-1 P157 作业6-1、2 3）强度校核2）轴的结构设计 阶数、d、l.习题： 第九章

98、第九章 轴轴一、选择题1、工作时承受弯矩并传递转矩的轴，称为 。（1）心轴；（2）转轴；（3）传动轴；2、工作时只承受弯矩，不传递转矩的轴，称为 。（1）心轴；（2）转轴；（3）传动轴；3、工作时以传递转矩为主，不承受弯矩或弯矩很小的轴，称为 。 （1）心轴；（2）转轴；（3）传动轴；4、自行车的前轴是 。（1）心轴；（2）转轴；（3）传动轴；2131.5、题5图表示起重铰车从动大齿轮1和卷筒2与轴3相联接的三种形式，图中a为齿轮与卷筒分别用键固定在轴上，轴的两端支架在机座轴承中；图中b为齿轮与卷筒用螺栓联接成一体，空套在轴上，轴的两端用键与机座联接；图中c为齿轮与卷筒用螺栓联接成一体，用键固

99、定在轴上，轴的两端支架在机座轴承中，以上三种形式中的轴，依次为 。（1）固定心轴、旋转心轴、转轴；（2）固定心轴、转轴、旋转心轴；（3）旋转心轴、转轴、固定心轴；（4）旋转心轴、固定心轴、转轴；（5）转轴、固定心轴、旋转心轴；（6）转轴、旋转心轴、固定心轴；121231235.6、轴环的用途是 。（1）作为轴加工时的定位面；（2）提高轴的强度；（3）提高轴的刚度；（4）使轴上零件获得轴向定位；7、增大轴在截面变化处的过渡圆角半径，可以 。（1）使零件的轴向定位比较可靠；（2）降低应力集中，提高轴的疲劳强度；（3）使轴的加工方便；8、转轴上载荷和支点位置都已确定后，轴的直径可以根据 来进行计算或

100、校核。（1）抗弯强度；（2）扭转强度；（3）扭转刚度；（4）复合强度；424.第十章第十章 齿轮传动齿轮传动一、概述一、概述功能：传递运动和动力；组成：主动轮、从动轮啮合传动来传递运动和动力；啮合传动、刚性；P=0.0165000KW（传递功率的范围较大）；一般P3000KWd=0.000115mVmax=150250m/s （高速级）带传动525m/s、一般10m/s左右；（航空齿轮线速度高） （低速级）链传动15m/以下运动，若太高对工作机性能影响大；nmax=15000r/min 适用于高速 .imax=20 一般i=78（单级传动）max=0.99is=C （忽快忽慢、恒定）；使用寿命

101、长，10年结构紧凑制造、安装精度（与前两者传动相比）成本高；1t3万元精度 振动、噪声分分类类：平行：直齿、斜齿；垂直：圆锥齿轮；交错：蜗轮、蜗杆；轴.斜齿轮齿 向直齿轮人字齿轮闭式：封闭在箱体里；开式：受外界干扰大，结构简单无箱体；工作条件齿 廓渐开线摆 线圆 弧软齿面： 350HBS（布氏硬度）硬齿面： 350HBS齿面硬度. 高速中速低速圆周速度重载中载轻载承 载Fr2Fn2Ft2Ft1Fn1Fr1T1n2n1T2二、直二、直齿圆柱柱齿轮受力分析受力分析.a、名义载荷Fr2Fn2Ft2Ft1Fn1Fr1T1n2n1T2圆周力径向力式中，Fn1,2沿啮合线方向； Ft1阻力矩，与主动轮啮合

102、点V1点的运动方向相反； Ft2驱动力，与从动轮这一点的运动方向相同； Fr1,2指向自己的轮心；法向力.b、计算载荷式中，KA使用系数（外部动载荷系数）； KV动载荷系数（内部动载荷系数）； K齿间载荷分配系数； K齿向载荷分布系数；. 输入输出弯曲扭转扭转左端输入：右端输入：输入端要远离齿轮，从减少偏载角度考虑。.三、三、应应力分析力分析FFn压应力弯曲应力H.赫兹公式齿面赫兹应力，接触应力； 1、2曲率半径； 1、2泊松比； E1、E2弹性模量； Fn所受的载荷；.齿根：弯曲应力Fn30hFt式中，W抗弯截面模量；用30切线法求齿根；.四、失效分析四、失效分析疲劳断裂过载断裂：非工作条件

103、下；F齿根断裂精度、材料、强化H（软）点蚀（疲劳点蚀）、（硬）剥落 靠近节线的齿根部位，在节线无相对滑动，存滚动，所以不易形成动压油膜，润滑条件不好；. 磨损：开式齿轮，矿山、磨粒磨损；胶合：塑变：相对V主动轮 （材料过软） 从动轮软齿面：主要失效形式是点蚀，次要失效形式是断裂；硬齿面：主要失效形式是断裂，次要失效形式是剥落；闭式开式：主要失效形式是磨损，次要失效形式是断裂；.五、材料五、材料选择选择齿面：热处理齿体：弯曲强度、芯部韧性好、工艺性好；常用材料：碳 钢：45#合金钢：Cr、Ni铸钢、铁：大型齿轮、成批生产、采用铸造；球（墨铸）铁：六、六、计计算准算准则则确定确定软（350HB）：

104、按点蚀（ ）设计，按断裂（ ）校核硬（350HB）：按断裂（ ）设计，按剥落（ ）校核闭式.开式：磨损、断裂（ ）；按弯曲疲劳强度进行m的设计，然后放大设计参数(m)+10%；七、参数七、参数计算算（齿轮的直径越大，说明齿轮的接触强度越高。）.zH区域系数，对于标准直齿轮其值取为2.5；zE弹性影响系数；d齿宽系数， ；YFa齿形系数；YSa应力校正系数；（模数越大，齿根的弯曲疲劳强度越大。）.八、八、许许用用应应力力SH=1SF=1.251.5SKHNKFNKN寿命系数.n2n1n2n齿轮转速；Lh工作时间；j齿轮每转一周，同一齿面啮合次数；.硬度limHlimFlimlim齿轮疲劳极限应力

105、；九、参数九、参数选择小齿轮工作次数多（按等强度考虑，小齿轮的硬度大齿轮的硬度）；硬度：小大 3050HBS（布氏硬度）.z、（在满足弯曲强度的条件下，齿数要尽可能的多）闭：2040；开：1720，bK（偏载就越严重）；P101表4-11例例4-1 （p102）解：一、齿轮类型、精度、材料、齿数 二、因为是闭式硬齿面，所以按齿根弯曲疲劳强度设计 三、计算参数 四、校核齿面接触疲劳强度.习题： 第十章第十章 齿轮传动齿轮传动（1）一、选择题1、在机械传动中，理论上能保证瞬时传动比为常数的是 。（1）带传动；（2）链传动；（3）齿轮传动；（4）摩擦轮传动；2、在机械传动中，传动效率高、结构紧凑、功

106、率和速度适用范围最广的是 。（1）带传动；（2）摩擦轮传动；（3）链传动；（4）齿轮传动；3、成本较高，不宜用于轴间距离较大的单级传动是 。（1）带传动；（2）链传动；（3）齿轮传动；4、能缓冲减振，并能起到过载安全保护作用的传动是 。（1）带传动；（2）链传动；（3）齿轮传动；3431.5、一般参数的闭式软齿面齿轮传动的主要失效形式是 。（1）齿面点蚀；（2）轮齿折断；（3）齿面磨粒磨损；（4）齿面胶合；6、一般参数的闭式硬齿面齿轮传动的主要失效形式是 。（1）齿面点蚀；（2）轮齿折断；（3）齿面塑性变形；（4）齿面胶合；7、高速重载且散热条件不良的闭式齿轮传动，其最可能出现的失效形式是 。

107、（1）轮齿折断；（2）齿面磨粒磨损；（3）齿面塑性变形；（4）齿面胶合；8、一般参数的开式齿轮传动，其主要失效形式是 。（1）齿面点蚀；（2）齿面磨粒磨损；（3）齿面胶合；（4）齿面塑性变形；1242.9、设计一般闭式齿轮传动时，计算接触疲劳强度是为了避免 失效。（1）齿面胶合；（2）齿面磨粒磨损；（3）齿面点蚀；（4）轮齿折断；10、设计一般闭式齿轮传动时，齿根弯曲疲劳强度计算主要针对的失效形式是 。（1）齿面塑性变形；（2）轮齿疲劳折断；（3）齿面点蚀；（4）磨损；11、设计一对材料相同的软齿面齿轮传动时，一般使小齿轮齿面硬度HBS1和大齿轮HBS2的关系为 。（1）HBS1HBS2；32

108、3.13、在闭式减速软齿面圆柱齿轮传动中，载荷平稳，按 作为计算齿轮工作能力准则是最可能的。（1）齿根弯曲疲劳强度；（2）齿根弯曲静强度；（3）齿面接触疲劳强度；（4）齿面接触静强度；14、标准直齿圆柱齿轮传动，轮齿弯曲强度计算中的复合齿形系数只决定于 。（1）模数m；（2）齿数Z；（3）齿宽系数d；（4）齿轮精度等级；32.二、二、计计算算题题 一对标准直齿圆柱齿轮传动，已知Z1=20, Z2=40, m=2, b=40, ySa1=1.55, ySa2=1.67, yFa1=2.80, yFa2=2.40, ZH=2.5, ZE=189.8(Mpa), P=5.5KW, n1=1450r/

109、min, K1=K2。求：F1/F2和H1/H2。注：.十、十、标标准斜准斜齿圆齿圆柱柱齿轮齿轮受力分析和受力分析和强强度度计计算算1、受力分析主、从动轮一左旋，另一为右旋；FtFnFa轴向力右手定则（右旋，只对主动轮有效）确定轴向力；左手定则（左旋）由轴承来支承轴向载荷；.n1n2Fr1Fa1Ft1Ft2Fa2Fr2左旋右旋2、应力分析 斜齿轮轮齿的弯曲疲劳强度公式为：Y-螺旋角影响系数，见P107图4-19 ；.斜齿轮轮齿的接触疲劳强度公式为：螺旋角影响系数Z.由上式可得：3、许用应力直齿轮：H1、H2取小，接触强度薄弱，一般是在大齿轮；斜齿轮：.斜齿轮齿面接触强度直齿轮齿面接触强度。（啮

110、合位置不同）当 时，（提高程度有限）取例题：4-2（ P108）解：1、选择材料、精度及参数 2、按齿根弯曲疲劳强度设计 3、参数计算 4、按齿面接触强度进行校核 .十一、直十一、直齿锥齿轮齿锥齿轮受力分析和受力分析和强强度度计计算算1、参数大端：标准值m、u（齿数比），轴夹角90，锥距R；分度圆直径：d1、d2平均分度圆直径：dm1、dm2齿宽系数：Ft2n1n2Fr1Fa1Ft1Fa2Fr22、受力分析Fa指向大端（始终）.3、设计圆锥（当量）直齿dm12当量齿数：当量齿数比：当量直齿圆柱齿轮分度圆半径：.mm当量直齿圆柱齿轮的模数，平均模数；大端分度圆直径：.大端模数：例题：4-3（ P

111、113）十二、十二、齿轮结构、构、润滑滑（自学）几种结构（形式）如何选择？何时采用齿轮轴？润滑方式、应用 .习题：试分析下图所示的齿轮传动各齿轮所受的力（用受力图表示出各力的作用位置及方向）。31243124Ft1Fa1Fr1Fa2Fa3Ft2Ft4Fr4Fr2Fa4Ft3Fr3123 4124Fa3Fr3Ft3Ft4Fa4Fr4Fa1Ft1Fr1Fa2Ft2Fr2.习题： 第十章第十章 齿轮传动齿轮传动一、选择题1、一对斜齿圆柱齿轮传动中 的计算值不应圆整。（1）分度圆直径；（2）齿轮宽度；（3）传动中心距a；（4）齿数Z；2、齿轮因齿面塑性变形而失效最可能出现在 齿轮传动中。（1）高速轻载

112、的闭式硬齿面；（2）低速重载的闭式软齿面；（3）润滑油粘度较高的硬齿面；3、磨损尚无完善的计算方法，故目前设计开式齿轮传动时，一般按弯曲疲劳强度设计计算，用适当增大模数的办法以考虑 的影响。（1）齿面点蚀；（2）齿面塑性变形；（3）磨粒磨损；（4）齿面胶合；123.4、对齿轮轮齿材料性能的基本要求是 。（1）齿面要硬，齿芯要韧；（2）齿面要硬，齿芯要脆；（3）齿面要软，齿芯要脆；（4）齿面要软，齿芯要韧；5、齿轮传动中，齿间载荷分配不均，除与轮齿变形有关外，还主要与 有关。（1）齿面粗糙度；（2）润滑油粘度；（3）齿轮制造精度；6、斜齿轮和锥齿轮强度计算中的复合齿形系数Y F应按 查图表。（1

113、）实际齿数；（2）当量齿数；（3）不发生根切的最小齿数；7、一减速齿轮传动，主动轮1用45钢调质，从动轮2用45钢正火，则它们的齿面接触应力的关系是 。（1）H1 H2；1322.8、为了有效地提高齿面接触强度，可 。（1）保持分度圆直径不变而增大模数；（2）增大分度圆直径；（3）保持分度圆直径不变而增加齿数；9、为了提高齿根抗弯强度，可 。（1）增大模数；（2）保持分度圆直径不变而增加齿数；（3）采用负变位齿轮；10、对于闭式软齿面齿轮传动，在传动尺寸不变并满足弯曲疲劳强度要求的前提下，齿数宜适当取多些。其目的是 。（1）提高轮齿的抗弯强度；（2）提高齿面的接触强度；（3）提高传动平稳性；1

114、1、设计开式齿轮传动时，在保证不根切的情况下，宜取较少齿数。其目的是 。（1）增大重合度，提高传动平稳性；（2）减小齿面发生胶合的可能性；（3）增大模数，提高轮齿的抗弯强度；（4）提高齿面接触强度；2133.12、在设计圆柱齿轮传动时，通常使小齿轮的宽度比大齿轮宽一些，其目的是 。（1）使小齿轮和大齿轮的强度接近相等；（2）为了使传动更平稳；（3）为了补偿可能的安装误差以保证接触线长度；13、设计斜齿圆柱齿轮传动时，螺旋角一般在820范围内选取，太小斜齿轮传动的优点不明显，太大则会引起 。（1）啮合不良；（2）制造困难；（3）轴向力太大；（4）传动平稳性下降；14、由于断齿破坏比点蚀破坏更具有

115、严重的后果，所以通常设计齿轮时，抗弯强度的安全系数SF应 接触强度的安全系数SH。（1）大于；（2）等于；（3）小于；331.15、Hlim和Flim值是试验齿轮在持久寿命期内按 ，通过长期持续重复载荷作用或经长期持续的脉动载荷作用而获得的齿面接触疲劳强度极限应力和齿根弯曲疲劳极限应力。（1）可靠度为90%；（2）失效概率为1%；（3）失效概率为99%；（4）可靠度为10%；16、直齿锥齿轮的标准模数是 。（1）小端模数；（2）大端端面模数；（3）齿宽中点法向模数；（4）齿宽中点的平均模数；17、直齿锥齿轮传动的强度计算方法是以 的当量圆柱齿轮为计算基础。（1）小端；（2）大端；（3）齿宽中点

116、处；18、在闭式减速软齿面圆锥齿轮传动中，载荷平稳，按 作为计算齿轮工作能力准则是最可能的。（1）齿根弯曲疲劳强度；（2）齿根弯曲静强度；（3）齿面接触疲劳强度；（4）齿面接触静强度；2233.第十一章第十一章 蜗轮蜗蜗轮蜗杆杆传动传动一、一、组组成、功能成、功能蜗杆蜗轮组成n二、特点二、特点结构：中间平面 齿条齿轮整体：螺旋传动双重特性功能：用来传递空间互相垂直而不相交的两轴间的运动和动力的传动机构；交错轴，90；.运动：i=C，可变位；（传动平稳、噪声低）相对滑动VS磨损、发热（70%90%）自锁（蜗杆传动）（当螺旋线升角摩擦角时）参数：（标准）（轴面模数，端面模数）d1、d2分度圆直径；

117、z1头数14，（头数越多，传动效率越高）z2、（可以实现比较大的传动比）.螺旋线升角；d1z1pa导程l标准值；（蜗杆右旋蜗轮也是右旋）蜗杆和蜗轮的螺旋线方向一致q蜗杆的直径系数；蜗轮滚刀（参数）=蜗杆（参数） d1=20 d1=20（才能保证蜗轮滚刀和蜗轮的中心距一致） d1=22 d1=22（标准值）.aam变位：目的：1）凑标准中心距.2）凑传动比.三、普通三、普通蜗蜗杆杆传动设计传动设计1、受力、应力分析Ft1Fr1Fa1Ft2Fa2Fr2n1左、右手定则.2、失效分析磨损、胶合、点蚀、弯曲断裂；3、材料P1274、计算准则开式磨损、断齿、按弯曲疲劳强度设计；闭式磨损、点蚀、按齿面接触

118、疲劳强度设计；（选择耐磨材料、限制磨损发生）.5、效率、润滑、热平衡计算0.96（1啮合效率，就是螺旋传动的效率）螺旋线升角；V当量摩擦角；2轴承摩擦损失；3搅油损失；.蜗杆传动的润滑P303（自学内容）蜗杆传动的热平衡计算H1（发热量）= H2（散热量）P蜗杆传动的功率；.1）加散热片；2）风扇；3）冷却管；d箱体表面传热系数；8.1517.45S箱体表面积；t0油的工作温度；ta周围空气的温度；.6、普通圆柱蜗杆和蜗轮的结构设计例题：闭式蜗杆传动设计P144作业：5-1、2、3、6习题： 第十一章第十一章 蜗轮蜗蜗轮蜗杆杆传动传动一、选择题1、当两轴线 时，可采用蜗杆传动。（1）平行；（2

119、）相交；（3）垂直交错；2、在蜗杆传动中，通常 为主动件。（1）蜗杆；（2）蜗轮；（3）蜗杆或蜗轮都可以；31.3、在蜗杆传动中，当需要自锁时，应使蜗杆导程角 当量摩擦角。（1）小于；（2）大于；（3）等于；4、起吊重物用的手动蜗杆传动装置，应用 蜗杆。（1）单头、小导程角；（2）单头、大导程角；（3）多头、小导程角；（4）多头、大导程角；5、为了减少蜗轮滚刀型号，有利于刀具标准化，规定 为标准值。（1）蜗轮齿数；（2）蜗轮分度圆直径；（3）蜗杆头数；（4）蜗杆分度圆直径；6、为了凑中心距或改变传动比，可采用变位蜗杆传动，这时 。（1）仅对蜗杆进行变位；（2）仅对蜗轮进行变位；（3）同时对蜗杆

120、、蜗轮进行变位；1142.7、蜗杆传动的失效形式与齿轮传动相类似，其中 最易发生。（1）点蚀与磨损；（2）胶合与磨损；（3）轮齿折断与塑性变形；8、蜗杆传动中，轮齿承载能力的计算主要针对 来进行的。（1）蜗杆齿面接触强度和蜗轮齿根抗弯强度；（2）蜗轮齿面接触强度和蜗杆齿根抗弯强度；（3）蜗杆齿面接触强度和齿根抗弯强度；（4）蜗轮齿面接触强度和齿根抗弯强度；9、对闭式蜗杆传动进行热平衡计算，其主要目的是为了 。（1）防止润滑油受热膨胀后外溢，造成环境污染；（2）防止润滑油温度过高而使润滑条件恶化；（3）防止蜗轮材料在高温下力学性能下降；（4）防止蜗杆蜗轮发生热变形后，正确啮合受到破坏；10、与齿轮传动相比， 不能作为蜗杆传动的优点。（1）传动平稳，噪声小；（2）传动比可以很大；（3）可以自锁；（4）传动效率高；2424.二、试分析如图所示蜗杆传动中各轴的回转方向、蜗轮轮齿的螺旋线方向及蜗杆、蜗轮所受各力的作用位置及方向。右旋蜗杆（主动）2341. 右旋蜗杆（主动）Ft1Fr4Fa2Ft3Ft2Ft4Fa1Fa4Fa3Fr1Fr2Fr3.三、已知二级传动，一级蜗杆传动，二级斜齿轮传动，试确定各个轮的旋向，接触点处所受的力，并且轴要受力合理。2134. 2134Ft1Fa2Ft2Fa1Fr1Fr2Fr4Ft3Ft4Fa4Fa3Fr3.